НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ
И ПРОИЗВОДСТВЕННЫЙ
ЖУРНАЛ
МИНИСТЕРСТВА МЯСНОЙ
И МОЛОЧНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР
ВСЕСОЮЗНЫЙ
НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
ИНСТИТУТ
ХОЛОДИЛЬНОЙ
ПРОМЫШЛЕННОСТИ
холодильная
*"" техника
ИЗДАЕТСЯ С 1923 ГОДА
13
17
22
25
27
30
34
СОДЕРЖАНИЕ
Встречный план коллектива ВНИИхолодмаша и
экспериментального завода «Красный факел»
' А. А. Гоголин. Основные направления
научно-технического прогресса в области холодильной техники
A. В. Быков, И. М. Калнинь, Г. А. Канышев, В. Б.
Шнепп, А. И. Шварц, А. Л. Верный. Освоение
холодильных винтовых компрессоров
B. Б. Галежа, Ю. А. Шапошников, М. Г. Шумелиш-
ский. Испытание фреоновой холодильной машины
ХМ-22ФУУ400/1 „ яя „ v
Э. М. Бежанишвили, Н. В. Романовский, М. П. Кашкин,
В. И. Акимов. Результаты длительных ресурсных
испытаний компрессора ФУУ80
Н. Г. Колядина, 3. А. Ковачева, Г. Ф. Иоссель, В. Г.
Смирнова, Г. Т. Ферштер. Резины для фреоновых и
аммиачных компрессоров
A. М. Алексеев, Р. Л. Мелик-Давтян, А. Ф. Панарин. Пя-
тикаскадный термоэлектрический микрохолодильник
B. А. Тихомиров. Исследование шумовых характеристик
торгового холодильного оборудования со встроенными
агрегатами „ .„ __ _
О. П. Иванов, В. О. Мамченко, Ю. Н. Ширяев, Ю. Ф.
Егоров, Ю. А. Яковлев, А. А. Бочкарев, И. И. Зуев,
И. Е. Клим. Промышленные испытания аммиачного
пластинчатого конденсатора
Л. Д. Берман. О справедливости аналогии между тепло-
и массообменом и соотношения Льюиса для
кондиционеров и градирен
В порядке обсуждения
C. Г. Чуклин. Испытания камер холодильников с панельной
системой охлаждения 38
Новые изобретения 42
ИЗ ДИССЕРТАЦИОННЫХ РАБОТ
А. Г. Ионов, Г. Я.?Биндер, В. Н. Эрлихман. К расчету
производительности морозильной установки 43
ОБМЕН ОПЫТОМ
C. Л. Геллер, Г. Е. Завелион, А. П. Шапиренко. Опыт
эксплуатации щитов блочного типа для автоматизации
холодильных установок
А. Ф. Проскурин, Л. В. Анисин. Конденсатор с петельно-
проволочным оребрением
КРИТИКА И БИБЛИОГРАФИЯ
А. Г. Ткачев, О. П. Иванов, А. М. Маслов. Новая книга о
теплообменных аппаратах
КОНСУЛЬТАЦИЯ
A. А. Гоголин, В. Д. Вайнштейн. О применении проекта
Государственного стандарта «-«Единицы физических
величин» в холодильной технике
ХРОНИКА
Организация Научного совета по вопросам производства и
применения искусственного холода
Совещание по проблеме хранения картофеля, овощей и
фруктов
НОВОСТИ ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
B. Ф. Лебедев, А. М. Хелемский, *В. Б. Якобсон.
Автономные и централизованные системы охлаждения
рефрижераторных контейнеров
СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ г
Э. М. Бежанишвили, П. И. Ермакова, М. П. Кашкин.
Нормативы расхода и ремонтные комплекты запасных
частей к поршневым компрессорам холодильных машин
РЕФЕРАТЫ
45
47
48
49
56
56
57
60
63
CONTENTS
Counterplan of Collective of VNIIkholodmash and
Experimental Plant «Krasny Fakeb
A. A. Gogol in. Basic Trends of Scientific-Technical Progress
in Refrigerating Engineering
A. V. Bykov, I. M. Kalnin, G. A. Kanyshev, V. B. Shnepp,
A. I. Shwartz, A. L. Vernij. Introduction of Refrigerating
Screw Compressors
V. B. Galezha, U. A. Shaposhnikov, M. G. Shumelishsky.
Testing of Freon Refrigerating Machine, Type XM-
22FYY403/I
E. M. Bezhanishvili, N. V. Romanovsky, M. P. Kashkin,
V. I. Akimov. Results of Long-Term Resource Tests of
Compressor, Type FYY80
N. G. Kolyadina, Z. A. Kovacheva, G. F. Iossel, V. G. Smir-
nova, G. T. Fershter. Various Rubbers for Freon and
Ammonia Compressors
A. M. Alekseyev, R. L. Melik-Davtyan, A. F. Panarin.
Five-Cascade Thermoelectric Microrefrigerator
V. A. Tikhomirov. Investigation of Noise Characteristics of
Commercial Refrigerating Equipment with Built-in Units
O. P. Ivanov, V. O; Mamchenko, U. N. Shiryayev,
U. F. Egorov, U. A. Yakovlev, A. A. Bochkarev, I.I. Zu-
yev, I. E. KHm. Industrial Tests of Plate Ammonia
Condenser
L. D. Berman. Validity of Analogy Between Heat and Mass
Exchange and Lewis Correlation for Air Conditioners and
Cooling Towers
Discussion
S. G. Chuklin. Testing of Cold Storage Warehouse Rooms
with Panel Cooling System
New # Inventions
FROM DISSERTATIONS
A. G. Ionov, G. Y. Binder, V. N. Erlikhman. Calculation
of Freezing Plant Capacity
PRACTICE EXCHANGE
S. L. Geller, G. E. Zavelion, A. P. Shapirenko. Experience
«)f Operating Block-Type Boards for Automatization of
Refrigerating Plants
A. F. Proskurin, L. V. Anisin. Condenser with Loop-Wire
Finning
BOOK REVIEW
A. G. Tkachev, O. P. Ivanov, A.
Heat fcExchange Apparatuses
CONSULTATION
A. A. Gogolin, V. D. Wainstein. Utilization of Project of
State Standard «Units of Physical Values» in Refrigerating
Engineering
MISCELLANY
Organization of Scientific Council on Problems of Production
and Utilization of Refrigeration
Meeting on Problems of Storing Potatoes, Vegetables and
Fruit
FOREIGN TECHNICAL NEWS
V.Jr- L^bedev, A. M. Khelemsky, V. B. ^akobson. Self-
Qo^ainbd and Central Systems for Cooling Refrigerated
poittainerY
^E^TO B$&E\p A T A
kSm. BezHxJp&f^H, P. I. Ermakova, M. P. Kashkin.
/ yNjbrms of ^miftqption and Repair Sets of Spare Parts
f > for Reciproc^i%*Compressors of Refrigerating Machines
J / \ \\
к Summaries \ % \
M. Maslov. New Book on
22
25
27
30
34
38
42
43
45
47
48
49
56
56
57
60
63
© Холодильная техника, 1974, № 2.
г,

ЦЕНТРАЛЬНЫЙ КОМИТЕТ КПСС ВЫРАЖАЕТ УВЕРЕННОСТЬ, ЧТО НАША'
СОВЕТСКАЯ ИНТЕЛЛИГЕНЦИЯ БУДЕТ С ЕЩЕ БОЛЬШЕЙ ЭНЕРГИЕЙ,
НАСТОЙЧИВОСТЬЮ РАЗВИВАТЬ НАУКУ, ТЕХНИКУ И КУЛЬТУРУу ДОБИВАТЬСЯ
ПОВЫШЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ НАУЧНЫХ РАБОТ, СКОРЕЙШЕГО ВНЕДРЕНИЯ
В НАРОДНОЕ ХОЗЯЙСТВО ВАЖНЕЙШИХ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИХ
ДОСТИЖЕНИЙ, СОЗДАВАТЬ ДУХОВНЫЕ ЦЕННОСТИ, ОБОГАЩАЮЩИЕ ЖИЗНЬ
СОВЕТСКИХ ЛЮДЕЙ.
Из Обращения Центрального Комитета КПСС
к партии, к советскому народу
621.56/.59
ОСНОВНЫЕ НАПРАВЛЕНИЯ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОГО ПРОГРЕССА
В ОБЛАСТИ ХОЛОДИЛЬНОЙ ТЕХНИКИ
Доктор техн. наук, проф. А. А. ГОГОЛИН
Всесоюзный научно-исследовательский
институт холодильной промышленности
Генеральной линией развития холодильной
техники является создание наиболее экономичного,
дешевого и надежного холодильного
оборудования, отвечающего современным
технологическим требованиям отраслей народного
хозяйства, потребляющих холод.
Очевидно в течение 15—20 лет паровые
компрессионные холодильные машины останутся
главным, универсальным типом холодильных
машин, области применения теплоиспользу-
ющих машин (абсорбционных и эжекторных)
не изменятся, а воздушных и
термоэлектрических— возможно расширятся.
Основные направления развития пароЕых
компрессионных холодильных машин — это
унификация, агрегатизация, герметизация,
автоматизация, быстроходность, переход на ро-
тативный принцип и интенсификация
теплообмена в аппаратах.
Унификация прежде всего состоит в том, что
для основных хладагентов должны
изготовляться единые компрессоры, а не различные,
как это было раньше. К этим компрессорам
должны подбираться хладагенты, оптимальные
для конкретных условий работы холодильных
машин. К таким хладагентам относятся
различные фреоны, которые, будучи нетоксичными,
очевидно, постепенно вытеснят традиционный
аммиак.
Агрегатизация холодильного оборудования
соответствует главному принципу современного
промышленного производства: выпускать
продукцию с максимальной степенью заводской
готовности. Агрегатизация приводит к
значительному снижению стоимости монтажа и к
повышению его качества. Уже в ближайшем
будущем все холодильное оборудование будет
выпускаться заводами агрегатированным.
Герметизация связана с повышением
надежности оборудования. В области малых торговых
холодильных машин имеются герметичные
компрессоры, но отсутствуют герметичные
холодильные машины с неразъемными сварными
соединениями и с дроссельным устройством в виде
капиллярной трубки. Такие машины
применяются лишь в домашних холодильниках и
бытовых автономных кондиционерах. Особенно
важно обеспечить полную герметичность в
небольших транспортных установках (вагонные
кондиционеры, автономные
вагоны-рефрижераторы и др.), в которых сотрясения и
вибрации делают свертные соединения ненадежными.
В настоящее время компрессоры средней и
большой холодопроизводительности
выпускаются сальниковыми, в открытом исполнении.
В дальнейшем все компрессоры с электрическим
приводом (от самых малых до крупнейших
турбокомпрессоров) будут выполняться
герметичными или бессальниковыми, так как сальник-
основное место возможной утечки
хладагента из компрессора. Сальниковое
исполнение останется лишь у компрессоров с приводом
от паровых или газовых турбин, от
электродвигателей постоянного тока или от двигателей
внутреннего сгорания.
В области автоматизации холодильных
машин за последнее время сделаны большие
успехи. Однако широкое ее внедрение тормозится
недостаточным объемом производства и
невысоким качеством приборов.
Долгое время отсутствовало автоматическое
регулирование получения холода—главной
функции холодильных машин. Использование
малоинерционных систем непосредственного
охлаждения значительно повышает роль автома-
5

тического плавного или ступенчатого
регулирования холодопроизводительности.
В связи с необходимостью полной
автоматизации пуска и остановки становятся
неперспективными горизонтальные поршневые
компрессоры, в которых она невозможна. К тому же
эти компрессоры, даже в модернизированном
виде, являются весьма металлоемкими,
крупногабаритными и недостаточно быстроходными.
Главная цель повышения быстроходности
поршневых компрессоров — снижение расхода
металла на их изготовление. Это направление
прогрессивно, но таит в себе опасность
возможного снижения надежности. Поэтому, наряду
с ростом скорости вращения поршневых
компрессоров, должны предусматриваться
мероприятия по обеспечению их надежности.
Стремление к повышению быстроходности и
автоматическому регулированию
холодопроизводительности компрессора вызвало
необходимость замены прямоточных компрессоров
непрямоточными с облегченным поршнем,
несмотря на их несколько меньшую
энергетическую эффективность. Однако эта замена не
устранила затруднений, связанных с отводом
тепла, обеспечением надежной работы клапанов
и т. д. Очевидно уже достигнут верхний предел
быстроходности, допустимый для поршневых
компрессоров. Поэтому дальнейший ее рост
при сохранении требуемой надежности
возможен при условии применения компрессоров
другого типа — ротативных. Это — винтовые,
ротационные и центробежные компрессоры.
Тенденция перехода от поршневых машин
к ротативным характерна для всей
энергетической техники, которая и раньше служила
образцом для холодильной техники. На наших
глазах она завершается в авиамоторостроении
и крупном двигателестроении. Даже в
автомобилях поршневой двигатель начинает
вытесняться ротативным двигателем Ванкеля.
Для ротативных, в частности винтовых
компрессоров, характерны небольшая
металлоемкость и высокая надежность, что делает
целесообразной замену ими поршневых
компрессоров в среднем диапазоне холодопроизводи-
тельностей, несмотря на меньшую
энергетическую эффективность и повышенный уровень
шума.
Наряду с винтовыми найдут применение и
центробежные компрессоры небольшой
производительности, работающие на специальном
хладагенте. Так, весьма перспективно применение
в качестве теплоиспользующих холодильных
машин турбиннокомпрессорных фреоновых
агрегатов, предложенных проф. Ф. М. Чистяковым
и А. И. Плотниковым.
Исключительно важна, особенно для малых
холодильных машин, проблема борьбы с шумом.
в
Повышение быстроходности оборудования
неизбежно связано с повышением уровня шума.
Поэтому при создании более легкого и
компактного оборудования необходимо стремиться к
снижению его шумности.
Перечисленные основные направления
развития холодильной техники обеспечат его
эффективность только в том случае, если
выпускаемое оборудование будет высокого качества,
особенно это касается приборов автоматики,
которые пока что являются наименее надежным
элементом холодильной машины.
Совершенствованию теплообменных аппаратов
и интенсификации теплопередачи в них
длительное время не уделялось достаточного
внимания. Однако масса теплообменных аппаратов
доходит до 80% массы всей холодильной
машины, а энергетические потери на внешнюю
необратимость составляют значительную часть
всех энергетических потерь. Поэтому
необходимо уменьшать размеры отдельных элементов
холодильных аппаратов (диаметр трубок, шаг
ребер и др.), создавать наиболее рациональную
форму теплопередающей поверхности
(искусственная шероховатость, оптимальное оребре-
ние и др.), оптимизировать режимы работы
аппаратов.
Наряду с совершенствованием
существующих типов аппаратов следует применять новые
конструкции, оправдавшие себя в других
отраслях техники (пластинчатые, пластинчато-
ребристые, пленочные и др.).
Главным направлением развития камерного
оборудования является переход на воздушное
охлаждение. Для камер хранения охлажденных
продуктов оно уже сейчас признано наилучшим
из-за более равномерного распределения
температур в камере. Для камер хранения
мороженых продуктов, допускающих меньшую
равномерность распределения температур,
воздушное охлаждение предпочтительно из-за меньшего
расхода металла и возможности полной
автоматизации камерного оборудования, включая
автоматическое оттаивание инея.
В недалеком будущем мясо-молочная
промышленность перейдет на выпуск продукции в
фасованном, упакованном виде. При этом
проблема усушки потеряет свою остроту и будет
устранено основное препятствие к применению
воздушного охлаждения в низкотемпературных
камерах.
Для хранения некоторых охлажденных
пищевых продуктов (фрукты, яйца) весьма
важным является автоматическое регулирование
не только температуры, но и относительной
влажности воздуха, т. е. кондиционирование
воздуха в холодильной камере. В большинстве
случаев оно должно осуществляться путем
увлажнения воздуха.

Совершенствование камерного холодильного
оборудования (воздухоохладители, камерные
батареи, увлажнители, механизированные двери
и т. д.) сдерживается отсутствием заводского
изготовления, что отрицательно влияет на его
стоимость и качество.
Претерпит изменение и размещение
холодильного оборудования на холодильнике.
В условиях поставки неавтоматизированного
и неагрегатированного оборудования компоновка
машинного зала подчиняется требованиям
удобства наблюдения обслуживающим персоналом
за компрессорами и ручного регулирования
работы холодильной установки. Исходя из этих
требований все компрессоры располагаются
рядом, в одном помещении с манометровой и
регулирующей станциями. Аппараты обычно
находятся в отдельном помещении, поскольку
не нуждаются, в отличие от компрессоров,
в непрерывном наблюдении.
В результате автоматизации отпадает
необходимость в непрерывном наблюдении за
компрессорами. Агрегатированное оборудование
располагается в машинном зале не раздельно по
элементам, а в виде комплексных холодильных
агрегатов, состоящих из компрессоров,
аппаратов и приборов автоматического регулирования.
Автоматически работающие агрегаты нет
необходимости сосредоточивать в одном машинном
зале и тянуть к ним трубопроводы через весь
холодильник. Их можно разместить в любом
месте рядом с объектами охлаждения. В
одноэтажных холодильниках, наряду с наружным
расположением, таким удобным местом являются
антресоли над грузовыми коридорами, где
можно установить в виде единого агрегата как
компрессоры и воздушные конденсаторы с
отводом воздуха через крышу, так и
воздухоохладители непосредственного охлаждения в
охлаждаемых камерах. При этом длина
трубопроводов в каждом агрегате будет составлять всего
несколько метров.
Такое децентрализованное расположение
холодильного оборудования, логически
вытекающее из направлений автоматизации и агрега-
тизации, является наилучшей формой перехода
от использования аммиака к фреону (в первую
очередь фреону-22). При централизованной на-
сосно-циркуляционной системе
непосредственного охлаждения такой переход
нецелесообразен из-за больших затрат энергии на насосы и
значительных расходов на приобретение фреона
для первоначальной зарядки и компенсации
утечек в процессе эксплуатации.
До недавнего времени холодильники строили
многоэтажными, стремясь приблизить их
форму к кубу для уменьшения потерь холода.
Удешевление производства электроэнергии и
удорожание грузовых работ привели к тому, что
удобство механизации грузовых работ получило
приоритет над соображениями экономии холода.
В итоге сейчас наибольшее распространение
получили одноэтажные холодильники с большой
высотой грузовых помещений. Повышенные
теплопритоки в них делают актуальным
пересмотр норм расчета изоляционных конструкций
в сторону их усиления, необходимость чего была
показана в свое время проф. И. С. Бадыльке-
сом путем техноэкономического расчета.
Решение этого вопроса облегчается тем, что в
холодильном строительстве находят все более
широкое применение синтетические пенопласты,
позволяющие по сравнению с обычными
изоляционными материалами иметь при той же
толщине слоя в 2 раза меньшие коэффициенты
теплопередачи.
Одним из самых важных вопросов является
механизация грузовых работ на холодильнике.
Не надо забывать, что холодильник, при всем
его сложном техническом оснащении, прежде
всего склад и складские операции являются
в его работе преобладающими.
За последнее время наметилась тенденция к
строительству одноэтажных складов высотой
до 20 м, оборудованных постоянными
стеллажами, которые обслуживаются
передвижными кранами-манипуляторами. На таких складах
внутрискладские грузовые операции могут быть
не только полностью механизированы, но и
автоматизированы. За рубежом уже есть такие
механизированные холодильники.
Работа по реализации перечисленных
направлений осуществляется отечественными
машиностроительными заводами под руководством
ВНИИхолодмаша, а также ВНИХИ, Гипро-
холодом и другими организациями.
Специалистам-холодильщикам надо
приложить максимум усилий для обеспечения быстрого
технического прогресса холодильной техники,
так как этого требует общий процесс развития
нашего народного хозяйства.

621.515.4 4
Освоение холодильных винтовых компрессоров
Канд. техн. наук Л. В. БЫКОВ,
канд. техн. наук И. М. КАЛНИНЬ, Г. А. КАНЫШЕВ
ВНИИхолодмаш
В последнее время в мировой практике, наряду
с поршневыми, ротационными и центробежными
холодильными компрессорами, заметное место
стали занимать винтовые компрессоры (ВК).
Наибольшее | распространение они получили
в области^холодопроизводительности от 300 тыс.
до 2 млн. ст. ккал/ч. Технико-экономические
показатели винтовых компрессоров позволяют
применять их в различных отраслях
промышленности и особенно в рыбопромысловой.
Винтовые компрессоры — это двухроторные
компрессоры объемного типа с постоянной
внутренней геометрической степенью сжатия. Оба
ротора имеют форму винта с большим углом
подъема. У ведущего ротора, как правило,
четыре зуба, а у ведомого — шесть.
Рабочий цикл винтового компрессора
состоит из четырех фаз: всасывания, переноса,
сжатия, нагнетания.
В холодильной технике применяются в
основном маслозаполненные винтовые компрессоры,
работающие с подачей масла в рабочее
пространство. По сравнению с сухими эти
компрессоры имеют ряд преимуществ: подача масла в
рабочую полость винтового компрессора повышает
его производительность из-за уменьшения
внутренних перетечек и значительно снижает
температуру пара на нагнетании. Это позволяет
упростить конструкцию компрессора, снизить
частоту его вращения, уменьшить шум, расширить
область одноступенчатого сжатия, приблизить
процесс сжатия к изотермическому, повысить
надежность и долговечность, осуществить
полную автоматизацию.
Винтовые компрессоры имеют определенные
преимущества перед поршневыми и
центробежными. У винтовых компрессоров в отличие от
поршневых отсутствуют клапаны на всасывании
и нагнетании, возвратно-поступательные части,
нет трения между ротором и корпусом, что
повышает их надежность и долговечность и
увеличивает межремонтные сроки. По сравнению
с центробежными компрессорами у винтовых
нет помпажной зоны, степень повышения
давления пара практически не зависит от скорости
вращения роторов, имеется возможность без
конструктивных изменений применять любые
холодильные агенты независимо от их
молекулярной массы.
8
Канд. техн. наук В. Б. ШНЕПП,
канд. техн. наук А. И. ШВАРЦГ А. Л. ВЕРНЫЙ
СКБ по компрессоростроению, г. Казань
К недостаткам винтовых маслозаполненных
компрессоров относятся: наличие развитой
системы смазки, включающей громоздкую систему
маслоотделения (емкостные и теплообменные
аппараты, фильтры, электронасос, арматуру и
приборы автоматики), что приводит к
повышению трудоемкости и стоимости изготовления,
увеличению массы и габаритов компрессорных
агрегатов. Энергетическая эффективность
винтовых компрессоров несколько ниже, чем
поршневых.
Влияние этих недостатков на общие технико-
экономические показатели винтовых
компрессоров снижается с увеличением их
производительности.
Проведенный ВНИИхолодмашем технико-
экономический анализ, учитывающий затраты
на изготовление и эксплуатацию холодильных
винтовых маслозаполненных компрессоров,
позволил определить оптимальную область их
применения на ближайшие 10 лет *.Эта область
находится в диапазоне холодопроизводитель-
ности от 350 тыс. до 1500 тыс. ст. ккал/ч. По
принятому принципу в отечественном
холодильном машиностроении для данной области не
будут выпускаться холодильные компрессоры
других типов. Возможно только частичное
перекрытие винтовых компрессоров большей
производительности центробежными холодильными
компрессорами.
СКБ по компрессоростроению и
ВНИИхолодмашем разработан типоразмерный ряд
холодильных винтовых маслозаполненных
компрессоров для диапазона холодопроизводительности
от 350 тыс. до 1400 тыс. ст. ккал/ч. Ряд включает
три базовые модели компрессоров 5ВХ-350,
6ВХ-700 и 7ВХ-1400 с наружными диаметрами
роторов 200, 250 и 315 мм, отношением их
длины к диаметру 1,35, что соответствует
холодопроизводительности 350, 700 и 1400 тыс. ст. ккал/ч
на аммиаке при синхронной частоте вращения
ведущего вала 3000 об/мин.
На базе этих компрессоров компонуются в
зависимости от назначения компрессорные
агрегаты одноступенчатого сжатия, которые
охватывают высоко-, средне- и низкотемпературные
* Быков А. В., Калнинь И. М. Технический прогресс
в холодильном машиностроении.— «Холодильная
техника», 1972, № 7.

режимы работы, а также режимы
поджимающего холодильного компрессора. Для этих
целей компрессоры выполняются на одну из трех
геометрических степеней сжатия — 2,6; 4,0
и 5,0. Компрессорные агрегаты комплектуются
соответствующими электродвигателями,
маслоотделителями, маслоохладителями, масло-
насосами и электропусковой аппаратурой.
Винтовые компрессорные агрегаты могут
работать на фреонах и аммиаке и включают
устройство для автоматического плавного
экономичного регулирования производительности от
100 до 25 % номинального значения.
Освоение отечественной промышленностью
винтовых компрессоров данного типоразмер-
ного ряда позволит снять с производства менее
совершенные холодильные поршневые
компрессоры типа АУУ400, АО600, АО1200 и
ротационные многопластинчатые типа РАБ300.
В первую очередь разрабатываются и
осваиваются холодильные винтовые компрессорные
агрегаты для судов рыбопромыслового флота.
Холодильные машины для судов
рыбопромыслового флота проектируются на температуры
кипения до —45° С и преимущественно на
безопасном холодильном агенте фреоне-22.
Основным требованиям, предъявляемым к ним
(компактность, надежность и долговечность,
простота схемы, полная автоматизация работы с
автоматическим экономичным регулированием
производительности), отвечают холодильные
машины, работающие по циклу одноступенчатого
сжатия, несмотря на некоторый проигрыш в
энергетических затратах на привод
компрессоров по сравнению с машинами
двухступенчатого сжатия.
В 1973 г. испытан и сдан приемочной комиссии
судовой холодильный винтовой компрессорный
агрегат 5ВХ-350/5ФС. Он является первым из
типоразмерного ряда отечественных
холодильных винтовых компрессорных агрегатов,
изготовленных Казанским компрессорным заводом
по технической документации, разработанной
СКВ по компрессоростроению и ВНИИхолод-
машем.
В компрессорный агрегат 5ВХ-350/5ФС
входят:, компрессор, электродвигатель,
маслоотделители первой и второй ступени,
маслоохладитель, маслонасос с электродвигателем, а также
фильтры, запорная и регулирующая арматура,
составляющие газовую и масляную системы
агрегата, приборы и щиты автоматики, электрощиты.
На рис. 1 показан холодильный винтовой мас-
лозаполненный компрессор.
Корпус / компрессора содержит рабочую
полость с диагональным расположением окон
всасывания и нагнетания, причем окно
всасывания находится сверху, а окно нагнетания —
снизу. Корпус выполнен одноблочным (с одним
вертикальным разъемом без горизонтального
разъема). Он включает в себя блок цилиндров,
корпус подшипников и разгрузочных поршней
и камеры нагнетания. Такая конструкция
наиболее прогрессивна и принята
большинством фирм для холодильных маслозаполненных
винтовых компрессоров, так как обеспечивает
компактность, надежность работы и сокращает
трудоемкость в изготовлении.
УВсасывание
Рис. 1. Холодильный
винтовой маслозаполнен-
ный компрессор.
9

Роторы компрессора 2 имеют наиболее
эффективный асимметричный профиль зубьев и
установлены в опорных подшипниках скольжения 3
втулочного типа с баббитовой заливкой. Осевые
усилия, действующие на роторы,
воспринимаются сдвоенными радиально-упорными
шарикоподшипниками 4, которые устанавливаются в
стакан с диаметральным зазором и не
воспринимают радиальных сил. Предусмотрена частичная
разгрузка упорных подшипников от осевых
усилий с помощью разгрузочных поршней 5,
воспринимающих давление масла.
Применение сменной торцевой проставки 6
с окном нагнетания вместо окна, выполненного
в корпусе компрессора, позволяет полностью
унифицировать корпус в винтовых
компрессорах с различными геометрическими степенями
сжатия.
Плавное регулирование
холодопроизводительности осуществляется подвижным
золотником, который перемещается вдоль оси
роторов и образует часть поверхности цилиндра
компрессора. При крайнем положении золотника на
стороне всасывания производительность
компрессора будет номинальной. При перемещении
золотника в сторону нагнетания рабочая длина
винтов уменьшается, в результате снижается
производительность. Бесступенчатое
регулирование производительности компрессора
обеспечивается плавностью перемещения
подвижного золотника. Подвижный золотник служит
также для разгрузки компрессора во время
пуска. Это позволяет в основном применять
электродвигатели для привода компрессоров с
нормальным пусковым моментом и исключать
значительные пусковые нагрузки на электрическую
сеть.
Перемещение золотника осуществляется
электродвигателем через червячный редуктор.
Предусмотрено также ручное управление
регулятором производительности с помощью
маховика, расположенного на корпусе червячного
редуктора.
Компрессорный агрегат выполнен полностью
автоматизированным. Система автоматики
предусматривает защиту компрессора во всех
аварийных случаях, обеспечивает автоматическое
регулирование холодопроизводительности по
давлению всасывания или по температуре
кипения хладагента.
На рис. 2 приведена принципиальная схема
холодильного винтового компрессорного
агрегата 5ВХ-350/5ФС.
Винтовой компрессор /, приводимый во
вращение электродвигателем 2, сжимает пары
фреона-22 и направляет в маслоотделитель
первой ступени 3. Затем пары фреона поступают в
маслоотделитель второй ступени 4. Масло из
маслосборника 3 насосом 5 подается в сальник,
в подшипники, в разгрузочные поршни
компрессора и в полость цилиндра, предварительно
пройдя фильтры грубой очистки 6,
маслоохладитель 7 и фильтр тонкой очистки 8. На линии
входа фреона в компрессор установлен газовый
фильтр 9. Управление агрегатом
осуществляется с пульта 10. Золотник приводится в
движение электродвигателем //.
Техническая характеристика холодильного винтового
компрессорного агрегата 5ВХ-350/5ФС
Холодопроизводительность при г0 =
= —40° С, tK = +35° С, ккал/ч
Мощность, потребляемая
компрессором при f0 = —40°С, гк = +35°С,
кВт
Режим работы
температура кипения t0, °C
температура конденсации ?к, °С
расчетная разность давлений
нагнетания и всасывания, кгс/см2
Объем, описанный роторами
компрессора, м3/ч
Регулирование производительности
108 000
Лоддоддхлах^ Т Слив
охлаждающей 0оды дающей Зоды
—Магистраль
рабочего дадлЕния
—1^—Масляная магистраль
-ft л- Поддод масла
- fifC8~ Слив масла с газом
—1п— Подбод доды
—1с — СлиЗ доды
Линия перепуска
Геометрическая степень сжатия
Унос масла при t0 = —40° С, tK —
= +35° С, г/ч
Частота вращения, об/мин
Максимальный расход воды на
маслоохладитель при температуре воды на
входе 32° С, м3/ч
Масса агрегата в заправленном
состоянии, кг
Габаритные размеры агрегата, мм
103,5
—25-f—45
до 42
17
885
Плавное, в
диапазоне от 100
До 25%
5
Не более 20
2970
12,5
4530
3400X1000X2100
Рис. 2. Принципиальная схема холодильного винтового
компрессорного агрегата 5ВХ-350/5ФС.
Созданию винтового компрессорного агрегата
5ВХ-350/5ФС предшествовали
исследовательские и доводочные работы на экспериментальном
образце. В|результате исследований был принят
для внедрения новый асимметричный профиль
зубьев роторов, разработанный СКВ; определен
10

необходимый расход масла для смазки
подшипников, уплотнений и разгрузочных поршней
компрессора; определено оптимальное
количество масла на подачу в полость сжатия
компрессора; доработаны узлы системы смазки и др.
Все это позволило получить хорошие
теплоэнергетические показатели и создать
работоспособную конструкцию винтового агрегата для
заданных условий.
Теплотехнические испытания макетного
образца и головного винтового компрессорного
агрегата 5ВХ-350/5ФС были проведены на
специальном стенде по полному циклу
одноступенчатой холодильной машины в соответствии с
ГОСТ 13019—67. Стенд был укомплектован
всеми необходимыми современными приборами
для измерения расходов, температур, давлений,
мощности и др.
Испытания вели при температурах кипения
от —25 до —45° С и конденсации от 25 до 45° С,
воды (рассола) на входе в маслоохладитель от
—2 до +32° С на фреоне-22 (по ГОСТ 8502—57)
и масле ХА-30 (по ГОСТ 5546—66).
На рис. 3 приведена зависимость холодопро-
изводительности и потребляемой мощности
агрегата 5ВХ-350/5ФС от температуры кипения при
различных температурах конденсации; на
рис. 4 — зависимость коэффициента подачи
винтового компрессора и эффективного к. п. д.
от степени сжатия при различных температурах
конденсации.
Результаты испытаний показали, что холодо-
производительность и коэффициент подачи
имеют достаточно высокие значения и пологий ха-
и lj —-j . 1 1 1
-45 -40 -35 -30 tff,°0
Рис. 3. Зависимость холодопроизводительности Q0 и
мощности Ne, потребляемой агрегатом 5ВХ-350/5ФС,
от температуры кипения t0 при различных температурах
конденсации /к.
ЧеА
Рис. 4. Зависимость коэффициента подачи X и
эффективного к. п. д. tie винтового компрессора от степени
повышения давления рк/р0 при различных температурах
конденсации tK.
рактер изменения во всем диапазоне рабочих
температур и давлений.
Высокие значения объемных показателей
связаны в основном с малыми дроссельными
потерями из-за отсутствия клапанов, с
незначительным подогревом пара на всасывании и в
цилиндре из-за низких его температур на
нагнетании.
Снижение эффективного к. п. д. с
повышением отношения давлений является результатом
увеличения внутренних потерь вследствие
несоответствия давления внутреннего сжатия
давлению нагнетания, увеличения относительных
затрат энергии на транспортировку
компрессором масла со стороны всасывания на сторону
нагнетания, роста затрат энергии на трение
рабочих органов о масло.
Достаточно высокие значения эффективного
к. п. д. для винтового компрессора достигнуты
благодаря выполнению окон нагнетания в
специальных проставках, что позволило придать
им более правильную геометрическую форму и
уменьшить потери от несоответствия давления
нагнетания давлению внутреннего сжатия, а
также применению нового асимметричного
профиля зубьев винтов. При степени сжатия,
равной 5,5, эффективный к. п. д. достигает
максимальной величины 0,68.
Характер изменения
холодопроизводительности, мощности, коэффициента подачи и
эффективного к. п. д. в диапазоне от 5 до 16
указывает на возможность применения винтовых
компрессоров одной модификации в широких
пределах изменения температур кипения и
конденсации.
Мощность, потребляемая компрессорным
агрегатом (см. рис. 3), соответствует расчетным
величинам. Удельная эффективная холодопро-
и

изводительность Ке агрегата 5ВХ-350/5ФС,
полученная в результате испытаний во всем
диапазоне рабочих температур, достаточно высока
для холодильных компрессоров
одноступенчатого сжатия. Значения ее в режимах t0=—40° С
и t0=—25° С при /К=+35°С соответственно
составляют 1060 и 1750 ккал/(кВт-ч) и
превышают в среднем на 6 % Ке аналогичных
образцов зарубежных фирм.
Характеристика компрессорного агрегата по
уносу масла приведена на рис. 5. Унос масла
растет с увеличением расхода фреона, т. е. с
повышением температуры кипения. При t0 =
=—45° С и ^К=+35°С производительность
компрессора по фреону составила 2350 кг/ч,
унос масла — 10 г/ч. Максимальный унос
масла достиг 100 г/ч при г0=—25° С и *н=+25° С,
при этом производительность компрессора по
фреону была 5500 кг/ч.
В процессе испытаний была определена
эффективность регулирования
производительности.
На рис. 6 представлена зависимость
относительного изменения потребляемой мощности
компрессора от относительного изменения хо-
2000 1500 6000 3500 WOO ШО 5000 5500 &ф,кг/ч
Рис. 5. Зависимость уноса масла ХА-30 т из агрегата
5ВХ-350/5ФС от массового расхода фреона-22 <?ф.
О 20 То То То ^LjOOZ
Рис. 6. Зависимость относительного изменения
Потребляемои мощности -гт— винтового компрессора от относитель-
е Q •
ного изменения холодопроизводительности jr* при плав-
ном регулировании.
12
лодопроизводительности при tQ=—25° С, tK=
= +35° С. Она может быть приближенно
распространена на другие режимы работы
винтового компрессора, так как построена в
относительных величинах.
При уменьшении производительности
эффективная мощность компрессора также снижается.
При этом, однако, имеют место потери,
связанные в основном с уменьшением геометрической
степени сжатия при постоянных температурах
кипения и конденсации, что приводит к
отклонению от пропорционального снижения
мощности.
При работе компрессорного агрегата в
режиме автоматического регулирования с
поддержанием постоянных параметров по давлению
всасывания обеспечивалась точность
поддержания режима ±0,055 кгс/см2. Это соответствует
точности температуры кипения (насыщения)
±0,3° С.
При автоматическом поддержании
непосредственно температуры кипения точность была
±0,5° С.
В процессе испытаний были определены
акустические характеристики агрегата.
Измерения проводили в нескольких точках на
расстоянии 1 м от агрегата. Общий уровень шума не
превышал 90дб .
Значения уровня шума агрегата во всем
диапазоне частот F3—8000 Гц) находятся в
допустимых пределах для судового оборудования,
имеющего дистанционное управление.
Результаты испытаний агрегата 5ВХ-350/5ФС
подтвердили основные расчетные
характеристики, заложенные в параметрический ряд
холодильных винтовых маслозаполненных
компрессоров.
В настоящее время судовой холодильный
винтовой компрессорный агрегат 5ВХ-350/5ФС
на фреоне-22 выпускается серийно Казанским
компрессорным заводом. Ведется подготовка
серийного производства общепромышленных
аммиачных винтовых бустер-компрессорных
агрегатов 5BX-350/2,6A-IV для двухступенчатых
машин московского завода «Компрессор».
В 1974 г. готовится к сдаче Казанским
компрессорным заводом ряд аммиачных судовых
компрессорных агрегатов: 5ВХ-350/2,6АС,
5ВХ-350/4АС и 6ВХ-700/2,6АС (бустер).
Сейчас перед заводами холодильного
машиностроения стоят задачи по разработке и
внедрению всего ряда холодильных винтовых
компрессоров. Одновременно будут проводиться
научно-исследовательские и опытно-конструкторские
работы, связанные с оптимизацией процессов
сепарации масла, тепломассообмена масла и
холодильных агентов, с совершенствованием
конструкций рабочих элементов проточной части

винтовых компрессоров в целях повышения
объемных и энергетических показателей и т. д.
Необходимо также продолжить работы по
совершенствованию технологии изготовления
винтовых компрессоров.
621.572.001.4
В. Б. ГАЛЕЖА, Ю. А. ШАПОШНИКОВ,
канд. техн. наук М. Г. ШУМЕЛИШСКИЙ
Московский завод «Компрессор»
Агрегатированная и автоматизированная
холодильная машина ХМ-22ФУУ400/1,
выпускаемая серийно заводом «Компрессор»,
предназначена для крупных холодильных установок
промышленного назначения, а также для
обслуживания спортивных ледяных катков и других
потребителей хладоносителя с температурой от
—12 до —36° С. Холодопроизводительность
машины 350 тыс. ккал/ч при температуре
хладоносителя на выходе из испарителя —12° С и
охлаждающей воды на входе в конденсатор
20° С. Машина входит в новый ряд
унифицированных автоматизированных холодильных
машин, работающих на фреоне-22 [1, 2].
В применяемых в машине ХМ-22ФУУ400/1
аммиачных компрессорах АУУ400 снижена
жесткость пластин нагнетательных клапанов путем
уменьшения их толщины с 1 до 0,8 мм при
сохранении материала пластин и остальных
конструктивных размеров. Это позволило избежать
значительного увеличения дроссельных потерь
в нагнетательных клапанах при сжатии паров
фреона-22 вместо аммиака.
Вследствие повышенной разности давлений в
цилиндре и в нагнетательной полости
компрессора при работе на фреоне-22, особенно в
режимах с высокой температурой хладоносителя,
установлены дополнительные буферные
пружины. В результате были исключены: подъем
ложной крышки, неизбежные при этом стук в
компрессоре и наклеп уплотнительного посадочного
пояска гильзы во всем диапазоне работы ряда
холодильных машин на фреоне-22.
Дополнительная буферная пружина хорошо вписалась
внутри буферной пружины аммиачных
компрессоров, не нарушая их унификации по другим
элементам.
Все это позволит в полной мере реализовать
в эксплуатации преимущества винтовых
компрессоров по сравнению с другими типами
холодильных компрессоров и создать предпосылки
для расширения области их применения.
В машине ХМ-22ФУУ400/1 , так же как и в
остальных машинах ряда, горизонтальный ко-
жухотрубный испаритель объединен в единый
конструктивный узел с горизонтальным
теплообменником (рис. 1). Достаточно большие
поверхность труб теплообменника A5 м2) и его
емкость позволяют полностью использовать теп-
лообменную поверхность испарителя при
отсутствии в нем развитой паровой зоны.
Подвод жидкого холодильного агента в
испаритель осуществлен через нижний
распределительный коллектор, отбор пара — через два
симметрично расположенных по длине
испарителя патрубка, что исключает застойные зоны.
Патрубки вварены в испаритель и
теплообменник, в результате чего сокращено число
крупных уплотняемых разъемов в машине.
Применение в испарителе в качестве тепло-
обменной поверхности труб диаметром 16 X
Х2 мм с наружным оребрением позволило
уменьшить шаг труб с 30 до 22 мм и соответственно
габаритные размеры испарителя.
Поверхность фреонового теплообменника
образована 180 стальными трубками диаметром 14 X
Х2 мм, длиной 2000 мм, которые вварены в
трубные решетки, в свою очередь приваренные к
обечайке диаметром 350 мм.
Сжиженный в конденсаторе фреон-22
поступает в приемную камеру, образованную
приваренным к трубной решетке донышком.
Применение стальных труб в теплообменнике
позволило отказаться от вальцовки и разъемных
уплотнительных соединений.
В теплообменнике предусмотрены два хода
для жидкости. Пары фреона, поступающие из
испарителя в теплообменник через два
патрубка, расположенные по его краям, направляются
по ходам, образованным перегородками, к
центральному патрубку, через который отсасываются
компрессором.
13
Испытание фреоновой холодильной машины
ХМ-22ФУУ400/1

Рис. 1. Испаритель — теплообменник машины
ХМ-22ФУУ400/1:
1 — испаритель: 2 —теплообменник; 3 — патрубная решетка'»
4 — теплообменные трубки; 5 ~- перегородка; 6 — паровой
патрубок; 7 — опора конденсатора; 8 — всасывающий
патрубок; 9 — опора испарителя; 10 — жидкостный коллектор.
В аппаратном агрегате до минимума
уменьшено число запорной арматуры и часть
разъемных уплотняемых соединений заменена
неразъемными сварными, что повысило герметичность
всей системы и соответственно надежность
машины.
Машину ХМ-22ФУУ400/1 испытывали в
заводской лаборатории в целях проверки
предусмотренных при ее разработке теплотехниче-
360
320
280
240
200
*т
/20
80
-38 -ЗЬ -30 -26 -22 -18 ~fttSZf'C
Рис. 2. Зависимость холодопроизводительности Q0
машины ХМ-22ФУУ400/1 от температуры хладоносителя
на выходе из испарителя ^2-
ских параметров и установления
действительных эксплуатационных характеристик.
Длительность испытаний машины на различных
тепловых режимах составила около 600 ч, из них
350 ч на автоматическом управлении.
Ниже приводятся некоторые результаты
испытаний, методика которых описана ранее [2].
Холодопроизводительность и энергетические
показатели. На рис. 2 представлен график
зависимости холодопроизводительности машины
от температуры хладоносителя на выходе из
испарителя и температуры охлаждающей воды
на входе в конденсатор.
Удельная холодопроизводительность машины
ХМ-22ФУУ400/1 (рис. 3) на верхнем пределе
рабочего температурного диапазона ts2=—12° С
совпадает с удельной холодопроизводитель-
ностью других машин ХМ-22ФУУ400/2 и
ХМ-22ФУ200/2, входящих в унифицированный
3000
^2500
X ,
1000
о° J/\
l/^^e | I
-36
-32 -28 -24 -20 -16 -12 tS2,°6
Рис. 3. Зависимость удельной холодопроизводительности
Ке от температуры хладоносителя на выходе из
испарителя tS2 при температуре охлаждающей воды на входе
в конденсатор /ц71=25°С:
1 — машина УА200; 2 — машина ХМ-22ФУУ400/1.
и

ряд, при той же температуре хладоносителя,
соответствующей для этих машин нижнему
пределу их рабочего температурного диапазона.
Энергетические показатели машины
ХМ-22ФУУ400/1 в рабочем диапазоне
температур хладоносителя от —12 до —23° С несколько
ниже показателей комплексных
автоматизированных аммиачных холодильных машин УА100
и УА200. Однако при ts2=—23° С, т. е. при
наиболее распространенных в эксплуатации
температурах хладоносителя, эти показатели
сравниваются, а при температуре хладоносителя
ниже —23° С энергетические показатели машин
ХМ-22ФУУ400/1 выше, чем аммиачных.
Температурные границы использования
машины. Анализ данных испытаний показывает,
что для машины ХМ-22ФУУ400/1 при принятых
расходах хладоносителя и охлаждающей воды и
данных размерах теплообменных поверхностей
аппаратов разность давлений паров
холодильного агента в нагнетательном и всасывающем
патрубках компрессора Ар=рн—pBG кгс/см2
является одной из основных величин,
определяющих температурные границы работы машины, и
зависит главным образом от температуры
охлаждающей воды на входе в конденсатор twl.
Влияние на эту разность давлений температуры
хладоносителя на выходе из испарителя t8 2
незначительно. Это наглядно иллюстрирует
рис. 4, из которого также видно, что
допускаемая ГОСТ 6492—68 для компрессорного агрегата
АК-22ФУУ400/1 (базовый компрессор АУУ400)
максимальная разность давлений Ар=12 кгс/см2
достигается при twl =27-f-28° С. При этом во
всем рабочем диапазоне температур
хладоносителя на выходе из испарителя от —12 до —36° С
давление нагнетания не превышало 16 кгс/см2,
а температура нагнетания 130° С, даже при
отсутствии водяного охлаждения цилиндров
компрессора, т. е. находилась в пределах, допускае-
ТРис. 4. Зависимости давления нагнетания рн и разности
давлений нагнетания и всасывания Ар в компрессоре от
температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор
1-t = — 14 ± 1° С; 2 — t п = — 25 ± 1° С; З — t =
s2 s2 s2
= -36 ± 1° С; 4 - \t = — 14±1° C; 5 - *g2 — — 25±
±1° C; 6 — / _ = — 36±1° C.
мых для данного компрессора A7 кгс/см2 и
150° С).
Таким образом, предельная температура
охлаждающей воды на входе в конденсатор twl=
=25° С, при которой техническими условиями
гарантируется работа машины, может быть
повышена на 2—3° С.
Конечная разность температур. При
испытаниях машины ХМ-22ФУУ400/1, так же как
и других машин ряда, полученные значения
конечной разности температур хладоносителя
на выходе из испарителя и кипения ts 2—10
характерны для интенсифицированных
испарителей с медной оребренной трубой диаметром
16x2 мм, разработанных московским заводом
«Компрессор» и ВНИИхолодмашем. Конечная
разность температур для разных диапазонов
температур кипения в испарителях
холодильных машин составляет: в машинах, входящих
в ряд, ХМ-22ФУУ400/2 и ХМ-22ФУ200/2 1,5—
3° С при t0 от +10 до —15° С; в машине
ХМ-22ФУУ400/1 3—5° С при t0 от—15 до—30° С
и 5—7° С при t0 от —30 до —42° С.
В машине ХМ-22ФУУ400/1 плотность
хладоносителя (раствора хлористого кальция) в
опытах изменялась в пределах 1,235—
1,310 кг/м3 и поддерживалась таким образом,
чтобы температура его замерзания была на 8° С
ниже температуры кипения в испарителе.
Заполнение машины фреоном и маслом. В
процессе наладочных испытаний опытной машины
были экспериментально установлены
оптимальные количества фреона-22 и масла ХФ-22-24,
необходимые для зарядки машины и
обеспечивающие нормальную ее работу на всех тепловых
режимах, предусмотренных спецификацией.
В схему испытаний был подключен
дополнительно дренажный ресивер, содержащий
необходимое резервное количество фреона-22.
Дозаправка фреона в машину до оптимальной нормы
производилась при работе ее на режиме
минимальной тепловой нагрузки и при наиболее
высокой температуре охлаждающей воды. При
этом хорошее заполнение испарителя с
перекрытием 80—85 % теплообменной поверхности,
перегрев паров холодильного агента перед
компрессором на 12—15° С и отсутствие перетекания
газообразного холодильного агента из
конденсатора в испаритель, т. е. наличие
гидравлического затвора в ресиверной части
конденсатора, являлись показателями достаточного
заполнения системы холодильным агентом.
При максимальной тепловой нагрузке и
наиболее низкой температуре охлаждающей воды
жидкость в конденсаторе не закрывает нижних
рядов трубок, что свидетельствует о
достаточности принятой ресиверной емкости при
оптимальном заполнении системы холодильным
агентом. Таким образом, ресиверная емкость обеспе-
15

чивает компенсацию изменения количества
холодильного агента в испарителе при работе
машины во всем диапазоне температур кипения.
Это позволило исключить из схемы машины
линейный ресивер.
Кроме того, емкости испарителя и
конденсатора подобраны таким образом, что при
необходимости, например при ревизии или ремонте
одного из аппаратов, весь холодильный агент
может быть собран в другом аппарате. Это
позволяет эксплуатировать машину без
дренажного ресивера. Однако в состав крупных
холодильных установок, состоящих из нескольких
холодильных машин ХМ-22ФУУ400/1, для
упрощения ремонтных работ и хранения
некоторого запаса холодильного агента
целесообразно включать дренажный ресивер емкостью 1 м3,
достаточной для удаления всего холодильного
агента из одной машины.
Одновременно система заполнялась маслом.
Оказалось, что для поддержания нормального
уровня масла в картере компрессора и
обеспечения его возврата при работе машины в любых
тепловых режимах, предусмотренных
спецификацией, при перегревах холодильного агента перед
всасывающим патрубком компрессора на 12—
15° С содержание масла ХФ-22-24 в системе
должно быть около 10 % количества фреона.
На основании этих испытаний спецификацией
машины предусматривается количество фрео-
на-22 800 кг (ГОСТ 8502—57) и количество
масла ХФ-22-24 —80 кг (ГОСТ 3546—66) плюс
30 кг в картере компрессора.
Автоматический безбайпасный пуск
компрессора. Во время испытаний проверяли
длительную работу машины при автоматическом
поддержании заданной температуры хладоносителя на
предельно больших и малых тепловых нагрузках
(при t0=—15° С и t0=—40° С). Тепловая
нагрузка изменялась таким образом, чтобы
длительность периода с момента автоматической
остановки компрессора при минимальной
температуре хладоносителя на выходе из
испарителя, где установлен датчик температуры, до
его повторного автоматического включения была
в пределах от 30 мин до 2 ч. Автоматический
пуск осуществлялся как с автоматическим
байпасом, установленным на компрессоре, так и
без него. Многократная проверка показала,
что пусковой момент двигателя A03-355S-6
достаточен для пуска компрессора без байпаса
после стоянки машины в автоматическом
режиме, когда температура циркулирующего через
испаритель хладоносителя не поднимается выше
заданного предела. При этом не наблюдалось
вспенивания масла в картере компрессора и
снижения его давления за масляным насосом.
В случае пуска отепленной машины, что,
как правило, связано с ремонтом, оттаиванием
или временным выключением из работы
охлаждаемой системы по другим причинам, запуск
машины инструкцией предусматривается
ручным.
В результате этой проверки был снят с
компрессора автоматический байпас.
Выбор места подачи хладоносителя в
испаритель. При испытаниях машины ХМ-22ФУУ400/1,
так же как и других машин этого ряда,
предназначенных для работы при температурах кипения
выше —15° С, в многочисленных опытах
проверяли влияние места ввода хладоносителя через
нижний и верхний патрубки в крышке
испарителя на теплопередачу.
При малых тепловых нагрузках и
соответственно низких температурах кипения подача
хладоносителя в нижний патрубок позволяет
получить несколько лучшие значения
коэффициентов теплопередачи и конечной разности
температур. Зависимость конечной разности
температур ts2—10 в испарителе от тепловой
нагрузки и места ввода хладоносителя в
испаритель представлена на рис. 5. Коэффициент
теплопередачи в испарителе при температуре
кипения —40° С и подаче хладоносителя через
нижний патрубок составил 125 ккал/(ч-м2-°С)
вместо 100 ккал/(ч-м2-°С) при вводе
хладоносителя через верхний патрубок. При подаче
хладоносителя через нижний патрубок также
обеспечивался более равномерный перегрев
паров фреона по длине испарителя.
Поэтому, в отличие от машин,
предназначенных для работы в диапазоне высоких температур
кипения, в испарителях которых теплоноситель
вводится через верхний патрубок, в машине
ХМ-22ФУУ400/1 сохранена подача
теплоносителя через нижний патрубок, как более
эффективная для диапазона температур кипения и
тепловых нагрузок в испарителе, характерных
для этой машины.
Перегрев паров фреона в испарителе. Было
установлено, что при подаче и отводе
хладоносителя с одной стороны испарителя (испаритель
с четным числом ходов по хладоносителю)
перегрев паров фреона изменяется по длине
испари? вОО 1000 /200 1ЧОО WOO (fF,№/f/№fl
Рис. 5. Зависимость конечной разности температур /s2 —
—-/0 от тепловой нагрузки qF и места ввода хладоносителя
в испаритель:
/*— верхний ввод; 2 — нижний ввод; р= 1,235 -f- 1,250 кг/мЧ

рителя, причем перегрев больше со стороны
ввода хладоносителя. При расстоянии между
паровыми патрубками испарителя 1,75 м и подаче
хладоносителя в верхний патрубок эта разница
в величине перегрева, измеренная в двух
всасывающих патрубках, нестабильна и может
достигать 4—5е С. При вводе хладоносителя в
нижний патрубок разница в перегреве
составляет всего около 0,5° С.
Поэтому инструкцией по обслуживанию
машин ХМ-22ФУ200/2 и ХМ-22ФУУ400/2, в
которых подача хладоносителя осуществляется
сверху, предусматривается необходимость
перенастройки датчика регулятора питания
испарителя жидким холодильным агентом (датчик
установлен во всасывающем патрубке
испарителя, ближайшем к стороне подачи
хладоносителя). Это требуется в тех случаях, когда по
условиям размещения машин в помещении
крышки хладоносителя меняют местами. Для машины
ХМ-22ФУУ400/1. где сохранен нижний ввод
хладоносителя, перенастройка регулятора при
перемене мест крышек не требуется.
* # #
Организованный заводом с конца 1972 г.
серийный выпуск машин ХМ-22ФУУ400/1
позволяет реализовать в проектировании и
строительстве холодильников рекомендации
Всесоюзной научно-технической конференции по
техническому прогрессу в холодильной
промышленности, состоявшейся в октябре 1971 г., и,
в обоснованных случаях, осуществлять
переход с аммиака на фреон-22. Целесообразность
внедрения на промышленных объектах, и в
первую очередь на распределительных и
производственных холодильниках, машин, работающих
на фреоне-22 [3 ], вместо аммиачных
подтверждена также зарубежной практикой.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. ШумелишскийМ. Г., С у д а р к и н Л. А.,
Шапошников Ю. А. Основные направления
проектирования и создания промышленных
холодильных машин на заводе «Компрессор». — «Холодильная
техника», 1972, № 7, с. 10—13.
2. О переходе в промышленных холодильных
машинах с фреона-12 на фреон-22. — «Холодильная
техника», 1973, № 3, с. 7—11. Авт.: В. Б. Галежа,
Л. А. Сударкин, Ю. А. Шапошников, М. Г. Шумелиш-
ский.
3. Якобсон В. Б. Преимущества применения
фреоновых установок на производственных и
распределительных холодильниках. — «Холодильная техника»,
1973, № 11, с. 45—47.
57.041.001.4
Результаты длительных ресурсных испытаний
компрессора ФУУ80
Э. М. БЕЖАНИШВИЛИ, Н. В. РОМАНОВСКИЙ,
М. П. КАШКИН
ВНИИхолодмаш
В. И. АКИМОВ
Читинский машиностроительный завод
Читинским машиностроительным заводом
совместно с ВНИИхолодмашем в 1966—1972 гг.
проведены ресурсные испытания компрессора
ФУУ80 в составе компрессорно-конденсатор-
значения предельно допустимых зазоров в
основных сопряжениях компрессора. Программа
испытаний разработана ВНИИхолодмашем и
согласована с заводом.
Испытания проводили на стенде типа
«паровое кольцо» с мерной зарядкой холодильного
агента. В качестве теплообменника-охладителя
использовали штатный конденсатор компрес-
сорно-конденсаторного агрегата АК-ФУУ80/1А.
Компрессор работал на фреоне-12(ГОСТ 8501—57)
ного агрегата АК-ФУУ80/1А [1]. Цель работы: и масле ХФ-12-18 (ГОСТ 5546—66).
исследование износостойкости трущихся де- . Компрессор ФУУ80 восьмицилиндровый,
бесталей и определение их ресурсов; испытание /к^ейцкопфный, непрямоточный, ход поршня
компрессора на долговечность и безотказность;/^4^, диаметр цилиндра 101,6 мм, частота вра-
выявление структуры ремонтного цикла. Одно/1йещ^ 1440 об/мин. Нагнетательный клапан
ffmn
временно проверяли регламентированные
водом в нормативно-технических документ^
2 Холодильная техника Лз2
1ята^§вого типа. Всасывающий клапан пла-
периферийно кольцевой. Поршни,
17

поршневые кольца, пальцы заимствованы от
двигателя автомобиля ЗИЛ-120, вкладыши
шатуна— от двигателя автомобиля М-21.
Компрессор испытывали попеременно на двух
режимах (рис. 1) — режиме максимальной
мощности (tQ = 5° С; /к = 40° С) и режиме
максимальной разности давлений (t0 = —25° С;
tK = 40° С). На каждом из них он проработал
примерно 10 000 ч. Общая продолжительность
испытаний компрессора 20 000 ч.
Характеристики трущихся деталей
компрессора приведены в табл. 1.
Микрометраж деталей пар трения и деталей
клапанов, измерение холодопроизводительности
и потребляемой мощности проводили в среднем
через каждую тысячу часов работы и после
Таблица 1
№ п/п
1
2
3
4
5
6
7
8
Сопряжение
Гильза —
поршень
Гильза —
кольцо компрессионное
(тепловой зазор)
Вкладыш шатуна —
коленчатый вал
Бобышка поршня —
палец
Втулка верхней головки
шатуна —
палец
Поршень —
кольцо компрессионное
Пластина нагнетательного
клапана —
седло
Пластина всасывающего
клапана —
седло

Номинальный
размер

сопряжения, мм
101,6
101,6
58,0
28,0
28,0
3,0
—
—
Скорость

скольжения, м/с
3,3
3,3
4,3
—
0,24
—
—
—

Расчетное
удельное
давление,
кгс/сма
1,1
2,2
27,2
58,0
78,0
—
—
—
Материал детали
Чугун Сч21-40
Сплав алюминиевый
Чугун Сч21-40
Чугун Сч21-40
Сплав СОС-6
Сталь 45
Сплав алюминиевый
Сталь 45
Бронза БРОСЦ-4-4-2,5
Сталь 45
Сплав алюминиевый
Чугун Сч21-40
Сталь 70С2ХА
Сталь 45
Сталь ЗОХГСА
Сталь 45
Твердость
трущейся

поверхности детали
НВ-240
—
НВ-240
НВ-110
—
HRc-60
—
HRc-60
НВ-130
HRc-60
—
HRb-110
HV-610
HRc-30
HV-550
HRc-30

Шероховатость
трущейся

поверхности
детали
\79
V8
V9
V6
v/
vio
У8
у 12
V8
V12
'78
v'6
v9
у 10
;;8
7Ю
U 5%
мои
20тысч
tK=WCl
Рис. 1. Периодичность режимов работы компрессора-
окончания испытаний. Микрометраж
осуществляли по общепринятой методике (погрешность
измерений не более 0,010 мм).
18

За период ресурсных испытаний компрес-
сорно-конденсаторного агрегата АК-ФУУ80/1А
было девять отказов.
Отказавшие (замененные) элементы, их
наработка в момент отказа и структура отказов
указаны в табл. 2.
с
1
2
3
4
5
6
7
8
Отказавший (замененный)
элемент
Реле контроля смазки
РКС-1
Вкладыш шатуна 3-го
цилиндра
Манометр МТК-ЮОБ
Две пластины
нагнетательного клапана
Электродвигатель
компрессора АП82-4
Манометр МТ-60
Резиновое кольцо
муфты привода
компрессора
Резиновое кольцо
муфты привода
компрессора
Итого от
Наработка в момент
отказа, ч
2 200
3 350
3 350
4 000
7 140
8 500
8 600
16 500
казов:
Таблица 2
Число отказов,
приходящихся на
компрессор
1
1
2
—
—
4
компрессорный
агрегат
1
1
1
2
1
1
1
8
компрессорно-
конденсаторный
агрегат
1
2
9
18 .тыс.ч
Рис. 2. График реализаций изнашивания:
а — втулок верхней головки шатуна; б — компрессионных
колец (по радиальной толщине); W — износ детали, мкм.
Остальные отказы, например, пластин
нагнетательного клапана (через 14 000 ч работы),
вкладышей шатуна (через 13 000 ч работы) и др.,
не учитывали, так как по мере выработки ресурса
предупредительных замен этих деталей не
делали.
Наработка на отказ составила: компрессора
ФУУ80 — 5 000 ч, компрессорного агрегата —
2 500 ч и компрессорно-конденсаторного
агрегата — 2 200 ч.
По результатам микрометража исследован
характер протекания процессов изнашивания
трущихся деталей на основе анализа: реализации
процессов изнашивания, рассматриваемых как
случайные для одноименных деталей и
сопряжений; особенностей изнашивания деталей по
различным плоскостям и сечениям,
сориентированным по главным осям компрессора.
На рис. 2 приведены графики реализаций
изнашивания втулок верхней головки шатуна и
компрессионных колец.
Анализ графиков реализаций изнашивания
позволил установить, что:
существуют период приработки и период
установившейся скорости изнашивания;
процесс изнашивания в период
установившейся скорости является стационарным со слабым
перемешиванием и постоянной скоростью
изнашивания;
распределение скоростей изнашивания в
любом сечении процесса удовлетворительно
подчиняется нормальному закону.
Совмещенные графики изнашивания деталей
пар трения (рис. 3) позволяют проследить за
изменением во времени абсолютной величины
зазоров.
В процессе испытаний в некоторых
сопряжениях был зафиксирован предельно допустимый
зазор, но только в одном случае, при
достижении предельно допустимого зазора в сопряжении
коленчатый вал — вкладыш шатуна,
наблюдалось аварийное увеличение скорости изнаши-
2*
19

мм
120
kO
0
hO
80
120
160
200
Гильза
1
Y
^
k^
к
"*—*i
**—*
?
<?
*— i
1
w
1
>2o
Z?
FcT"*
/4
* >
/?
1
'#
*' T
'-—-тГ^
тыщ
~~>г4
КанаВна поршня
Поршень
Кольцо поршневое
БоВышна поршня
A//WI
/Z0
40
40
Палец
Вкладыш шатуна
г
П*?
Х-?о
4
>< к-
6
*—тг
5
¦* *
70
'. * 4
7/
/
Ьамен
7
/4
г ?3
z
7/?
г * 
7(9
тыс. ч
Коленчатый Вал
вания. Скорость изнашивания вкладыша резко
возросла (см. рис. 3, в) — до ~80 мкм/тыс. ч,
что во много раз превышает среднюю скорость
изнашивания в установившемся периоде.
Испытания выявили ряд закономерностей
изнашивания трущихся деталей в сопряжениях:
длительность периода приработки трущихся
деталей в сопряжениях составляет от 1000 до
2000 ч; при этом средние скорости изнашива-
Рис. 3. Изнашивание деталей в сопряжениях:
а — гильза-поршень {1 — верхняя часть зоны работы
поршневых колец, 2 — нижняя часть); б — втулка верхней головки
шатуна — палец {1 — вдоль оси шатуна,2 — перпендикулярно
оси); в — вкладыш нижней головки шатуна — коленчатый вал;
г — канавка поршня — кольцо поршневое (/ — канавка —
кольцо компрессионное, 2 — канавка — кольцо маслосъем-
ное); д — бобышка поршня—палец.
ния в период приработки в 3—20 раз выше, чем
в период установившейся скорости
изнашивания;
средняя скорость изнашивания втулки
верхней головки шатуна вдоль оси шатуна в 2 раза
выше, чем в перпендикулярной плоскости;
гильзы цилиндров наиболее интенсивно
изнашиваются в верхней части зоны работы
поршневых колец, при этом наблюдается некоторое
превышение скорости изнашивания гильзы в
плоскости качения шатуна;
средняя скорость изнашивания по высоте
верхнего компрессионного кольца в
сопряжении канавка — кольцо компрессионное в 2—
4 раза выше, чем нижнего компрессионного
кольца.
На рис. 4 показано изменение теплового
зазора поршневых колец.
В работе [2] отмечено, что в процессе
изнашивания трущихся деталей в большинстве случаев
класс чистоты повышается. Это подтвердили
20

l,MM
гм
18
и
0,6
)
/i
и
IfX
J*^
° %-
2-^
J
~^J
^J
Jr
I
^
r^
4
9
10 12 rt 16 18 тысч
Рис. 4.ft Изменение теплового
зазора поршневых
1 — кольцо компрессионное; 2 — кольцо маслосъемное;
тепловой зазор поршневого кольца, мм.
колец:
л _
испытания компрессора ФУУ80. Так, например,
фактическая чистота рабочей поверхности
новых гильз после хонингования соответствовала
девятому классу (Ra = 0,23 -f-0,24 мкм), а
после приработки она возросла до
одиннадцатого класса (??а=0,038-1-0,068 мкм).
В процессе испытаний из-за частых разборок
в целях микрометрирования посадка натяга
в сопряжении бобышка поршня — палец
перешла в плавающую, что повлекло за собой
изнашивание деталей этого сопряжения.
Холодопроизводительность компрессора во
время испытаний оставалась практически
постоянной, несмотря на достигнутые величины
изнашивания. Это еще раз подтверждает
необходимость увеличения предельно допустимых
зазоров в парах трения компрессора.
Таблица 3
1
9
3
4
о
6
7
8
9
Сопряжение или деталь
Гильза —
поршень
Вкладыш шатуна —
коленчатый вал
Бобышка поршня —
палец
Втулка верхней головки
шатуна —
палец
Поршень —
кольцо компрессионное
Кольцо компрессионное
(тепловой зазор)
Кольцо маслосъемное
(тепловой зазор)
Пластина
нагнетательного клапана
Пластина всасывающего
клапана
Средний |
начальный зазор,
мкм

установленный
(по
чертежу)
127
48
Натяг
4
16,5
54
350
350
—
—

фактический
151
53
Натяг
8
10
33
330
220
—
—
Предельно допустимый
зазор (износ), мкм
400
120
80
100
150
3000
3000
250
! 250
Зазор (износ),
достигнутый
при испытаниях,
мкм
305
180
(через 13 тыс. ч)
26
108
150
3000
2700
ПО
(через 6 тыс. ч)
296
(через 16 тыс. ч)
Период
приработки
длительность
периода, тыс. ч
(не более)
1
1
2
1
2
—
1
1
1
1
2
2
—
—
скорость
изнашивания,
мкм/тыс. ч
37,2
9,6
11,2
4,5
3,6
—
9,1
7,8
11,1
11,9
704,1
662,0
—
—
Средняя скорость
изнашивания в
установившийся период,
мкм/тыс. ч
4,1
1,04
0,48
0,8
0,28
0,78
1,95
1,6
0,96
3,5
79,0
59,3
18,3
18,5
Толерантная 90%-ная
граница скорости
изнашивания, мкм/тыс. ч
5,55
1,9
0,98
1,37
0,64
1,8
3,25
2,65
1,98
5,24
98,5
103,6
32,1
28,7
ия
тной
1 ИЗ-
тыс. ч
Ресурс сопряжен
с учетом толеран
границы скоросп
нашивания, мкм/
24,2
12,0
26,6
12,3
12,5
11,9
12,1
7,8
8,7
21

Изменение удельных давлений в сопряжениях
(в пределах режимов испытаний) практически
не влияло на темп изнашивания трущихся
деталей, что говорит о наличии определенного
запаса в конструкции машины при ее работе на
фреоне-12.
Ресурсы сопряжений были рассчитаны по
методике, приведенной в работе [3].
В расчетах использованы значения скоростей
изнашивания, соответствующие 90%-ным
толерантным границам. Полученные значения
ресурсов присущи, таким образом, не менее 90%
деталей.
В табл. 3 указаны значения начальных и
предельно допустимых зазоров в сопряжениях,
средние скорости изнашивания трущихся
деталей в период приработки, в период
установившейся скорости изнашивания, толерантные
90%-ные границы скоростей изнашивания, а
также ресурсы сопряжений.
Построенная на основе рассчитанных 90%-ных
ресурсов в соответствии с основными
положениями работы [4] структура ремонтного цикла
имеет вид:
Ремонтный цикл, определяемый как
наработка компрессора до первого капитального
ремонта (К) и равный 24 000 ч, включает один
средний (С) — через 12 000 ч, два малых (М)
ремонта — через 6 000 ч и восемь
профилактических осмотров (О) — через каждые 2 000 ч.
Установленный уровень надежности и
долговечности компрессора ФУУ80 хорошо
подтверждается результатами эксплуатационных
испытаний аналогичных машин [5].
678.4:621.57.041
Резины для фреоновых и аммиачных
компрессоров
Канд. техн. наук Н. Г. КОЛЯДИНА,
3. А. КОВАЧЕВА, Г. Ф. ИОССЕЛЬ,
В. Г. СМИРНОВА, Г. Т. ФЕРШТЕР
Ленинградский филиал НИИрезиновой
промышленности
За последние годы накоплен значительный
экспериментальный материал по исследованию
физико-механических показателей набухания и
диффузионных свойств модельных ненаполнен-
ных резин на основе разнообразных
синтетических каучуков. Эти данные позволили присту-
Выводы
Компрессор ФУУ80 обладает достаточным
уровнем долговечности: ресурс до первого
капитального ремонта составляет 24 000 ч,
межремонтный период — 6 000 ч.
Уровень безотказности компрессора,
характеризуемый наработкой на отказ, равной 5 000 ч,
соответствует современным требованиям^
предъявляемым к такому классу машин.
Холодопроизводительность компрессора во
время испытаний была не ниже допускаемой
ГОСТ 6492—68, что обеспечивает стабильность
выработки холода агрегатом в целом.
Для повышения долговечности компрессора
необходимо установить более жесткие допуски
на параметры, определяющие качество
изготовления деталей, и увеличить предельно
допустимые зазоры в парах трения.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Отчет по результатам ресурсных испытаний ком
прессора ФУУ80. М., ВНИИхолодмаш, 1973.
2. X а р м а ц Б. И., ЭлькинИ. А., Богати-
к о в О. Г. Исследование процессов изнашивания
деталей фреоновых герметичных компрессоров. —
«Холодильная техника», 1972, № 3, с. 18—23.
3. Результаты ресурсных испытаний фреоновых
холодильных компрессоров. — «Холодильная
техника», 1973, № 6, с. 7—11. Авт.: Э. М. Бежанишвили,
В. И. Смыслов, М. П. Кашкин, М. А. Малахова, А. В.
Мишин, В. Н. Яковлев.
4. Бежанишвили Э. М., Смыслов В. И.
Структура ремонтных циклов холодильного
оборудования. — «Холодильная техника», 1970, № 12, с. 14—
17.
5. Отчет по результатам обследования
работоспособности холодильного оборудования, эксплуатируемого
на предприятиях — потребителях холода. М.,
ВНИИхолодмаш, 1970.
пить к составлению обобщенных рекомендаций
на резины, применяемые для фреоновых и
аммиачных холодильных компрессоров.
В настоящей статье систематизирован
экспериментальный материал, являющийся
обоснованием правильности выбора резин и
характеризующий их длительную стойкость в различных
средах.
Стойкость резин к фреонам и аммиаку, а
также маслам, применяемым в холодильных
машинах, характеризовалась изменением массы,
22

физико-механических показателей и
накоплением относительной остаточной деформации.
В опубликованных ранее работах [1—6]
сформулированы основные принципы выбора резин
для фреонов-12, 13, 22, 142, сжиженного
аммиака и их сочетаний с маслами, применяемыми
в холодильных установках.
Рекомендуемые резины классифицируются в
зависимости от твердости и условий
эксплуатации (табл. 1).
Таблица 1
Рабочая среда
Фреон-12 сжиженный
и газообразный с
маслом ХФ-12-18
Фреон-12
газообразный с маслом
ХФ-12-18
Фреоны-12 и 142
сжиженные и
газообразные с маслом
ХФ-22с-16
Фреон-13 сжиженный
и газообразный с
маслом ФМ-5-6-АП
Аммиак сжиженный и
газообразный с
маслами АУ, ХА-23, ХА-30
Фреоны-12, 22, 142,
аммиак сжиженные и
газообразные с
маслами ХФ-12-18,
ХФ-22-24 и ХА-30
Марка
резины
НО-68-1
ИРП-2022
9831
51-2068
ИРП-1225А
ИРП-1376
ИРП-1375
51-1481-2
ИРП-1332
ИРП-1333
ИРП-1376
ИРП-1375
ИРП-2057
ИРП-1068
51-2060
Твердость
по твердомеру
ТМ-2, условные
единицы
55—70
70—80
55—70
65—80
75—90
58—68
72—82
70—85
55—70
80—90
58—68
72—82
75—85
75—90
50—60
Интервал
рабочих
температур,
°С
—50 ч-+60
—50ч-+60
—30 ч-+90
—10ч-+90
—20-Ч- + 150
—50Ч-+150
_50ч-+150
—40-г+150
—70 ч-+60
—70^+60
—50Ч- + 150
—50-н + 150
—40-^+110
—30 ч-+110
—40-Ч-+90
Для определения возможного ресурса резин
в конструкциях, работающих при статических
условиях деформации, была изучена кинетика
накопления в них относительной остаточной
деформации в условиях влияния различной
температуры и среды.
Результаты исследований представлены на
рис. 1—3.
90
80
$70
\
>30
в
ш
Ш/9
stA
и 3
7 /г+
Й>
' 1
>
<
>
ъ^^
2
i
10 15 20
Время, сутки
25 30
Рис. I. Изменение относительной остаточной деформации
резин в различных средах при 90° С:
резина ИРП-2022: / — во фреоне-12; 2 — в воздухе; 3 — в
масле ХФ-12-18; резина ИРП-1333: 4 — в масле ФМ-5-6-АП;
5 — в воздухе; 6 — во фреоне-13.
80
I
too
// //А.
V*
'&&г^
*"^5
9
7V
4<
5*3^ х
t^^^
8 -
1
— )
/
3
хЛо
i ф
Ю 15 20 ?5
время, сутки:
30
Рис. 2. Изменение относительной остаточной деформации
резин в различных средах при 120° С:
резина ИРП-1225: / — во фреоне-12; 2 — в воздухе; 3 — в
масле ХФ-12-18; резина ИРП-1375: 4 — во фреоне-142; 5 —
во фреоне-22; 6 — в масле ХФ-22с-16; 7 — во фреоне-13; 8 —
в воздухе; 9—в масле ФМ-5-6-АП.
о к? го за w 50 60 70 во so юо но т /jo mm
Время, литки.
Рис. 3. Изменение относительной остаточной
деформации резин под воздействием аммиака и воздуха при
температурах 70 и 110° С:
резина 51-2060: / — воздух, 70° С; 2 — аммиак, 70° С; 3 —
воздух, аммиак 110° С; резина ИРП-2057: 4 — воздух, 70° С;
5 — аммиак, 70° С; 6 — аммиак, 110° С; 7 — воздух, 110° С.
23

Как показывает анализ полученных данных,
скорость накопления относительной остаточной
деформации напряженной резины во фреоне
меньше, чем в воздухе, поскольку воздействие
фреонов на резины является физически
агрессивным, и при набухании не происходит
разрушения напряженных связей, а только
изменяются линейные размеры образца, что
сказывается на уменьшении величины относительной
остаточной деформации. Это правомерно для
всего исследованного диапазона высоких
температур.
В среде аммиака по сравнению с воздушной
средой в резине наблюдается различная
скорость накопления относительной остаточной
деформации при различных температурах.
При более умеренных температурах
E0—70° С) накопление относительной
остаточной деформации в среде аммиака значительно
больше, чем в воздухе.
Как видно из рис. 3, при температуре 110° С,
скорости накопления относительной
остаточной деформации в воздухе и в аммиаке примерно
одинаковы, что объясняется отсутствием доли
ее накопления за счет окислительных процессов
в атмосфере аммиака и увеличением этой доли
с повышением температуры в воздушной среде.
Накопление относительной остаточной
деформации в атмосфере аммиака происходит в
результате химического взаимодействия напряженных
связей с аммиаком и термомеханического
разрушения напряженных связей.
В табл. 2 приведено ориентировочное время
использования резин в неподвижных
уплотнениях при одной из высоких температур в
воздушной среде с учетом предварительного
пятилетнего складского хранения в сжатом
состоянии. Ресурс ориентировочный, распространяется
на детали, сжатые в пределах 15—35%, и может
быть уточнен путем натурных испытаний в узлах
и изделиях.
Согласно рис. 1—3, ресурс работы во фреонах
может быть больше, а в аммиаке при
температурах 50—70° С меньше, чем в воздушной среде.
Марка
резины
НО-68-1
ИРП-2022
51-2068
7-9831
ИРП-1225А
ИРП-1375
ИРП-1376
51-1481-2
ИРП-1332
ИРП-1333
51-2060
ИРП-2057
ИРП-1068
60
5 000
8 000
—
—
—
10 000
10 000
—
5 000
5 000
—
—
—
Время,
70
—
5000
—
—
—
—
—
5000
13800
2 352
Таблица 2
ч, при температурах, °С
90
720
1000
1200
100 000
5 000
5 000
10 000
1000
2 640
480
ПО
—
—
—
—
—
—
—
—
696
120
120
—
—
—
5000
720
720
2800
—
—
—
150
—
—
—
1200
300
300
500
—
—
—
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Исследование фреонопроницаемости резин. —
«Холодильная техника», 1966, № 9, с. 33—34. Авт..
Н. Г. Колядина, А. П. Езжев, Г. М. Бартенев, Э. Н.
Голован.
2. Выбор резин для уплотнения фреоновых холодиль_
ных машин. — «Холодильная техника», 1967, № 1
с. 15—17. Авт.: 3. А. Ковачева, Н. Г. Колядина,
А. П. Езжев, Э. Н. Голован.
3. Выбор уплотнительных резин для аммиачных
холодильных установок. — «Холодильная техника» ?
1967, № 2, с. 19—21. Авт.: Г. Ф. Иоссель, Н. Г.
Колядина, А. П. Езжев, Д. 3. Новикова.
4. Иоссель Г. Ф., К о л я д и н а Н. Г. Принцип
выбора резин лля работы в контакте с
аммиаком.—Каучук и резина», 1968, № 2, с. 31—33.
5. Влияние рецептурных факторов на стойкость резик
к различным фреонам. — «Каучук и резина», 1970,
№ 7, с. 31—32. Авт.: Н. Г. Колядина, 3. А.
Ковачева, Н. В. Шорохова, Н. А. Борисенко.
6. КолядинаН. Г., ИоссельГ. Ф., Перо
в а А. И. Исследование диффузионной стойкости к
аммиаку. — «Каучук и резина», 1971, № 11, с. 21—22-

621.565.83
Пятикаскадный термоэлектрический микрохолодильник
Канд. техн. наук А. М. АЛЕКСЕЕВ,
Р. Л. МЕЛИК-ДАВТЯН, А. Ф. ПАНАРИН
Термоэлектрические микрохолодильники для
локального охлаждения или термостатирования
элементов радиосхем (детекторов, транзисторов,
диодов, кварцевых фильтров) имеют ряд
существенных преимуществ по сравнению с криоста-
тами с жидким азотом или гелием [1—3].
Авторами разработан и испытан пятикаскадный
термоэлектрический микрохолодильник, в
котором применены серийно выпускаемые
термоэлектрические материалы на основе Bi, Те, Se и Sb.
Полупроводниковые ветви термоэлементов
р-типа получены методом порошковой
металлургии, п-типа — методом Бриджмена — Стокбар-
гера по технологии Одесского технологического
института холодильной промышленности.
Температурные зависимости параметров
ветвей термоэлементов (удельная электрическая
проводимость а, коэффициент термо- э. д. с. а,
коэффициент теплопроводности к и
эффективность 2), измеренные стационарным методом,
приведены на рис. 1, 2.
В качестве ветви n-типа термоэлемента
верхнего каскада использован монокристалл твер-
Ом1-см~ъ
2000
/000
/200
800
(ХМ?
Вград'1
| 220
1 /80
W
/00
L
^*
bS^
^^К~ ""--"А
^Г -
\^у-
4 ^v
^ч,. \ X ^^
1 I I ,..;,.!.
f/0?
Л 2,6
2,2
VK
№*
I
w
/,2
дого раствора висмут — сурьма, содержащий
7% Sb, который получен методом зонной
перекристаллизации по технологии Ленинградского
государственного педагогического института
б, l(X'/Of
ОмУКв-ерадА
8000\
700О\
7200\
6800
то
220
260
300 °/f
Рис. 2. Температурные зависимости параметров
монокристалла Bi — Sb:
О — <*; D — а; д — и; х —z.
/80
220
260
300 °К
Рис. 1. Температурные зависимости параметров ветвей
термоэлементов п- и р-типов:
О — а; Q — а; Д— >с; х —z. Сплошные кривые
относятся к ветвям р-типа, штриховые — к ветвям /г-типа.
Рис. 3. Пятикаскадная термоэлектрическая батарея с
гнездами в четвертом и пятом каскадах для установки
объектов статирования.
25

Таблица 1
Показатели
9
Число термоэлементов в каскаде
Геометрические размеры ветвей
термоэлементов, мм
р-типа
л-типа
Температура холодного спая каскада, К, при
температуре воды в теплообменнике 293 К
и тепловой нагрузке 0,12 Вт
I
60
7,4X6,5X4
7,1X4
255,5
Каскады батарей
II
36
5X3,9X4
5X4X4
228,2
III
10
5X4,6X4
5X4,1X4
205,5
IV
3
6X4,6X4
6X4X4
186,5
V
1
6x4x5
2,7X2,7X5
168,3
им. Герцена (кафедра экспериментальной
физики).
Монокристаллы Bi—Sb выращены со
скоростью 0,5 см/ч, что позволило исключить
переохлаждение расплава и получить однородные по
содержанию сурьмы образцы. Из
монокристаллического слитка вырезали образцы с
ориентацией тригональной оси вдоль образца, что
соответствует максимальному значению
термоэлектрической эффективности.
Термоэлектрический микрохолодильник был
рассчитан в режиме максимального
холодильного коэффициента. Для обеспечения
максимального эффекта охлаждения параметры ветвей
термоэлементов каскада были согласованы в
соответствии со следующим уравнением:
Sp ^ 1п ( Кп<*п
где «S, / — сечение и длина ветвей термоэлементов
(индексы р и п относятся соответственно к
положительным и отрицательным ветвям).
В целях снижения термомеханических
нагрузок термобатарея разделена на два блока:
верхний трехкаскадный и нижний двухкаскад-
ный (рис. 3).
Верхний блок напаян на медную пластину
и крепится к нижнему блоку винтами с помощью
теплопроводной пасты КПТ-8.
Каскады нижнего блока собраны из отдельных
модулей. Термобатарея скоммутирована тепло-
переходами, использующими в качестве
диэлектрика керамику.
Схема питания батареи смешанная. Нижний
каскад собран по последовательной схеме,
верхние — по параллельно-последовательной.
Вследствие низких механических характеристик
монокристаллов (по сравнению с прессованными
материалами) в целях упрочнения конструкции было
увеличено сечение я-ветви верхнего каскада.
Это повлекло за собой увеличение оптимального
тока через каскад и связанное с этим
отступление от наиболее рациональной схемы питания
с точки зрения габаритных размеров и мощности
батареи.
Габаритные размеры микрохолодильника без
теплообменника 100 X 110 X 69 мм. Некоторые
конструктивные данные микрохолодильника,
а также покаскадное распределение температур
приведены в табл. 1.
Испытания микрохолодильника проводили
в вакууме (р^З-Ю-3 Н/м2) при расходе
протекающей через теплообменник воды 2,4 л/мин.
Пульсация напряжения источника питания не
превышала 6%.
В качестве объектов статирования
использовали детектор типа ДК-С2 и полевой транзистор
типа КП102Е, при этом эквивалентная тепловая
нагрузка составляла 0,08—0,18 Вт.
Эксплуатационные характеристики
термоэлектрического микрохолодильника приведены
в табл. 2.
Как показали испытания, разность температур
в пятом каскаде почти не зависит от
изменения температуры горячего спая каскада в пре-
Т абл ица 2
Тепловая
нагрузка батареи,
Вт
—
0,08
0,12
0,16
0,18
Температура воды
в теплообменнике,
К
276,5
293,0
293,0
293,0
293,0
293,0
Предельная
температура охлаждения,
К
157,0
163,0
166,8
168,3
170,0
170,5
Примечание. Потребляемая мощность
микрохолодильника при различных режимах 200—220 Вт. Два
первых верхних ряда цифр относятся к
микрохолодильнику с экраном из полированного алюминия,
остальные— без экрана.
26

делах 176—186 К, что связано с увеличением
термоэлектрической эффективности
монокристаллической ветви при понижении температуры.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Н а е р В. А., ХиричИ. Я.,
Кравченко П. Н. Трехкаскадный микрохолодильник.—
«Холодильная техника», 1969, № 7, с. 24—27.
621.57.002.5:534.83
Канд. техн. наук В. А. ТИХОМИРОВ
Всесоюзный научно-исследовательский
институт холодильной промышленности
Согласно санитарным нормам [1, 2] шум в
торговых залах предприятий торговли и
общественного питания от работающего оборудования не
должен превышать уровней звука 55—60 дБА
и соответствующих им уровней звукового
давления.
Испытания торговых холодильных шкафов
ШХ-0,6М2 Киевского завода торгового
машиностроения, установленных в торговом зале
московского продовольственного магазина № 75,
и ШХ-0,4М Марийского завода торгового
машиностроения, установленных в холлах
московской гостиницы «Северная», показали, что шум
в помещениях при работе этих шкафов во всех
случаях был выше допустимого как по уровням
звука, так и по октавным уровням звукового
давления почти во всем нормируемом
санитарными нормами диапазоне звуковых частот.
Удовлетворение требованиям санитарных норм
[1, 2] для помещений, где располагается
холодильное оборудование, возможно лишь, если
его шум не будет превышать допустимых
пределов [3].
Для проверки соответствия шума
холодильного оборудования установленным пределам и
определения источников его повышенного шума
были проведены испытания трех торговых
холодильных шкафов ШХ-0,4М (условно обозначим
их № 1, 2, 3) Марийского завода торгового
машиностроения и по одному образцу витрины
ВХ-0,5 и стола СХЕ-100 Люберецкого завода
2. НаерВ.А., X и р и ч И. Я-, К р а в ч е н к о П. Н.
Многокаскадные низкотемпературные
микрохолодильники. — «Холодильная техника», 1971, № 8, с. 17—18.
3. Гольцман Б. М., КудиновВ. А.,
Смирно в И. А. Полупроводниковые термоэлектрические
материалы на основе Bi2Teg. M., «Наука», 1972.
4. Термоэлектрическая добротность чистых
и легированных сплавов висмут — сурьма в магнитном
поле. — ФТП, 1972, № 7, с. 1296. Авт.: Г. А. Иванов,
В. Л. Налетов, В. А. Куликов, А. Ф. Панарин,
А. Р. Регель.
торгового машиностроения, применяемых на
предприятиях общественного питания при
буфетном методе обслуживания.
Основные технические характеристики
испытанного оборудования приведены в табл. 1.
В шкафу ШХ-0,4М были определены также
шумовые характеристики обслуживающего его
агрегата ВСр 0,35~1 А и эффективность его
виброизоляции.
Испытания проводили на акустическом стенде
ВНИХИ [4 ] в свободном звуковом поле в
соответствии с требованиями ГОСТ 8.055—73 [5].
Таблица 1
Характеристика
Средняя
температура воздуха
в центре
охлаждаемого объема
при температуре
окружающего
воздуха 32° С, °С
Охлаждаемый
объем, м3
Марка
холодильного агрегата
Габаритные
размеры
оборудования, мм
длина
ширина
высота
Масса, кг
Марка
ШХ-0.4М
1-3
0,4
ВСр 0,35~1 А
750
750
1820
180
оборудования
ВХ-0,5
СХЕ-100
6—8
0,1
ВСр 0,35-1B)
1050
850
1100
160
1260
665
860
(до
поверхности стола)
150
27
Исследование шумовых характеристик торгового
холодильного оборудования со встроенными агрегатами

Фоновые помехи в камере во всем амплитудно-
частотном диапазоне при испытаниях были более
чем на 10 дБ ниже шума объектов испытания
и не превышали уровня звука 20 дБА.
Звукометрический комплект состоял из прецизионной
аппаратуры фирмы Брюль и Къер (Дания).
Микрофон при испытаниях шкафов ШХ-0,4М
располагали на расстоянии 1,0 м от их
ограждений на высоте 1,2 м от пола, а при испытаниях
витрины ВХ-0,5 и стола СХЕ-100 — на
измерительной полусфере радиусом 1,5 м на высоте
0,38 и 1,12 м от пола. Вибрации измеряли в
горизонтальной (оси х, у) и вертикальной (ось г)
плоскостях на раме оборудования вблизи точек
крепления агрегата и у одной из ножек
оборудования. У стола СХЕ-100 были измерены также
вибрации по углам верхней (рабочей) плоскости.
Испытания проводили при работе
оборудования в установившемся тепловом режиме при
указанных в табл. 1 температурах. Для
обеспечения требуемой длительности рабочего цикла
агрегата внутрь охлаждаемого объема вводили
ламповые нагреватели.
Пересчет полученных в результате испытаний
уровней звукового давления в уровни звуковой
мощности или наоборот сделан по приведенной
в работе [3] методике.
Испытания показали (табл. 2, рис. 1, 2), что
шум испытанных образцов по уровням звука
оказался ниже установленных норм [1, 3],
но у шкафа ШХ-0,4М и стола СХЕ-100 уровни
звукового давления в отдельных октавных
полосах несколько превышали допустимые.
Причинами превышения шума явились: у
стола СХЕ-100 — отсутствие виброизоляции
обслуживающего его холодильного агрегата,
у шкафа ШХ-0,4М — некачественно
выполненная виброизоляция и повышенный шум
агрегата.
Таблица 2
Холодильное
оборудование
Шкафы ШХ-0,4М
№ 1
№ 2
№ 3
Стол СХЕ-100
Витрина ВХ-0,5
Шум, дБА
к
и о *
ie уро
на ра
и 1,0
Средиi
звука
стояни
55
50,5
52
51 *
51 *
i?»5
«So
КТИрОЕ
)ОВНИ .
мощно
Корре
ные ур
ковой
67,5*
63*
64,5*
63
64
Общие уровни
вибрационных
ускорений рамы,
на которой крепится
агрегат, вблизи
опорной ножки, дБ,
по осям
X
67
66
68
57
50
у
71
66
74
55
52
г
68
72
74
57
51
* Определено пересчетом [3].
28
Среднегеометрическая
частота f/3-сктабной лолось/, Га
д
Рис. 1. Шумовые и вибрационные характеристики
торгового оборудования при работе в номинальном
тепловом режиме:
/ — шкафы ШХ-0,4 М № 1 ( + ), № 2 (X) и № 3 ((D); // —
стол СХЕ-100; /// — витрина ВХ-0,5;
а — круговые диаграммы уровней звука (у шкафов — на
окружности радиусом 1,38 м на высоте 1,2 м от пола, у стола и
витрины — на окружности радиусом 1,0 м на высоте 1,12 м
от пола); б — спектрограммы уровней звуковой мощности;
/ — шум испытанных образцов; 2 — допустимые уровни шума;
в — спектрограммы уровней вибрационных ускорений
( на раме, где крепится агрегат, вблизи
опорной ножки, — на рабочей плоскости стола).

Пуск 5 10 15 Остановка
Время работы агрегата, с
Рис. 2. Уровни звука L<flA на расстоянии 1,0 м — от
оборудования на высоте 1,2 м от пола и общие уровни
вибраций ~Lw при рабочем цикле агрегата:
а — ШХ-04М, / — № 1, // — No 2, III — № 3; б — CXE-100;
в — BX-05, / — шум, 2 — вибрации.
Отсутствие виброизоляции агрегата в столе
СХЕ-100 является также одной из главных
причин повышенных вибраций на его рабочей
(верхней) плоскости.
Замена в одном из шкафов ШХ-0,4М
виброизоляции агрегата (рис. 3) на более эффективную
(ранее применявшуюся в холодильном агрегате
ВС 0,7 ~ 3) позволила понизить вибрации рамы
шкафа в вертикальной плоскости на 6 дБ, в
горизонтальной на 16—17 дБ, при этом уровень
звука шкафа снизился на 3 дБ А (табл. 3).
Оставшееся небольшое превышение шума
шкафа ШХ-0,4М в допустимых для него пределах в
полосах с частотами 1000 и 2 000 Гц (рис. 4)
является следствием повышенного шума
обслуживающего его агрегата ВСр 0,35~1 А.
Рис. 3. Виброизоляция агрегата ВСр 0,35—1А,
встроенного^ шкаф ШХ-0,4М:
а — опытная; б — существующая; 1 — болтовое соединение;
2 — резиновая шайба; 3 — резиновая втулка; 4 — стальная
пружина; 5 — рама агрегата; 6 — рама шкафа.
Таблица 3
Условие испытания
шкафа;ШХ = 0,4М(№ 1;
С затянутыми
крепежными болтами
(транспортное положение)
С отпущенными
крепежными болтами
(рабочее положение)
То же, с новой
виброизоляцией
Шум,
л L
5 к ¦
к о
<и н
О CJ
О, со
Среди
звука
НИИ 1
54,5
55
52
ДВА
я*
?«"
м °
я?
8.«
2КТИ]
НЬ 3
ОСТИ
lit
67
67,5
64,5
Общие уровни
вибрационных
ускорений рамы, на
которой крепится
агрегат, вблизи опорной
ножки, дБ, по осям
X
66
67
50
У
69
71
55
г
68
68
62
Таким образом, как показали испытания,
виброизоляцию рамы агрегатов в оборудовании
целесообразно выполнять на пружинных
амортизаторах с демпфирующими прокладками (из
резины, кожи и других эластичных материалов).
При пуске и остановке агрегатов в испытанных
образцах холодильного оборудования шумовые
и вибрационные характеристики практически
не отличались от их значений при работе в
установившемся режиме (см. рис. 2).
Болтовая стяжка амортизаторов агрегата
вследствие непосредственного контакта рамы
агрегата с рамой шкафа не влияла на
виброакустические характеристики шкафа.
29

Испытаниями установлено, что в целом
шумовые характеристики торгового холодильного
"оборудования, обслуживаемого наименьшими по
холодопроизводительности агрегатами торгового
типа, удовлетворяют предъявляемым к ним
требованиям.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Санитарные нормы допустимого шума в
помещениях жилых и общественных зданий и на территориях
жилой застройки. СН 872—70. Минздрав СССР, 1970.
Канд. техн. наук О. П. ИВАНОВ,
В. О. МАМЧЕНКО, Ю. Н. ШИРЯЕВ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Ю. Ф. ЕГОРОВ, Ю. А. ЯКОВЛЕВ
Севрыбхолодфлот
А. А. БОЧКАРЕВ, И. И. ЗУЕВ, И. Е. КЛИМ
Ленхладокомбинат № 3
Экспериментальные данные по теплоотдаче
аммиака, конденсирующегося в каналах
различной конфигурации, и сопоставление по тепловой
30
Среднегеометричесная частота i/донтаВной
полосы, Гц
Рис. 4. Влияние виброизоляции агрегата ВСр 0,35~1А
на номинальные шумовые и вибрационные
характеристики шкафа ШХ-0.4М № 1:
а — круговые диаграммы уровней звука на окружности
радиусом 1,38 м на высоте 1,2 м от пола; б — спектрограммы
шума; в — спектрограммы вибраций; 1 — в заводском
исполнении с затянутыми крепежными болтами агрегата
(транспортное положение); 2 — то же, с отпущенными болтами (рабочее
положение); 3 — то же, с опытным вариантом амортизаторов;
4 — шум обслуживающего шкаф агрегата ВСр 0,35~1А; 5 —
допустимый шум шкафа.
2. Гигиенические нормы допустимых уровней
звукового давления и уровней звука на рабочих местах.
№ 1004—73. Минздрав СССР, 1973.
3. Тихомиров В. А. К вопросу нормирования шума
бытовых холодильников и холодильного торгового
оборудования со встроенными агрегатами. —
«Холодильная техника», 1973, № 4, с. 19—23.
4. Тихомиров-В. А. Новый стенд ВНИХИ для
исследования шума малых холодильных машин.
—«Холодильная техника», 1966, № 8, с. 10—16.
5. ГОСТ 8.055—73. Машины. Методика выполнения
измерений для определения шумовых характеристик.
эффективности поверхностей теплообмена [1, 2]
показали, что коэффициенты теплоотдачи со
стороны аммиака, конденсирующегося в узких
каналах, выше рассчитанных по формуле Нус-
сельта и обычно значительно превышают
коэффициенты теплоотдачи охлаждающей воды. Для
интенсификации процесса теплообмена в
аммиачных конденсаторах необходимо уменьшить
термическое сопротивление теплоотдачи к воде.
Существенное улучшение теплотехнических ха-
536.24:621.57.044.001.4
Промышленные испытания аммиачного пластинчатого конденсатора

рактеристик достигается в аммиачных
конденсаторах пластинчатого типа, в которых
небольшое изменение скорости воды wB приводит к
значительному росту коэффициентов теплоотдачи.
Аммиачный пластинчатый конденсатор
представляет собой сварную конструкцию,
состоящую из набора гофрированных пластин, на
поверхности которых выштампованы выступы и
канавки определенных геометрических параметров.
Для предотвращения деформации пластин при
работе конденсатора сварной блок размещают
между нажимными плитами, стянутыми болтами.
Рабочие среды в пластинчатом конденсаторе
движутся по смежным каналам переменного
сечения. Схема движения сред (рис. 1) обычна
для одноходовых рекуперативных пластинчатых
аппаратов типа «жидкость — жидкость»,
нашедших широкое применение в различных отраслях
промышленности.
Экспериментальный образец аммиачного
пластинчатого конденсатора был спроектирован и
изготовлен в УкрНИИхиммаше из пластин
поверхностью 0,8 м2 с гофрами «в елку» [3].
Ниже приведена техническая характеристика
экспериментального аммиачного пластинчатого
конденсатора:
Общая поверхность конденсатора, м2 50
Рабочий объем конденсатора (без
нажимных плит), м3 0,59
Габаритные размеры конденсатора, мм 1245x1000x1825
Масса конденсатора (в «сухом»
состоянии), кг
Тип пластин
Поверхность теплообмена одной
пластины, м2
Габаритные размеры одной пластины,
мм
Масса одной пластины, кг.
Шаг гофр, мм
вдоль потока
по нормали к гофре
Высота гофр, мм
Угол наклона гофр, град.
Материал пластин
Эквивалентный диаметр канала, мм
Зазор для прохода рабочей среды в
канале (средний), мм
Приведенная длина одного канала, м
Аммпон .
иода
1801
V-0,8
0,8
1370x640x1,0
6,4
36,0
18,0
5
30
Ст. Х18Н10Т
9
5,0
1,26
Испытания конденсатора были проведены на
стенде * (рис. 2) компрессорного цеха Ленхла-
докомбината № 3.
В процессе испытаний давление насыщения
измеряли образцовым манометром кл. 0,4,
температуры рабочих сред на входе и выходе
из аппарата — термометрами с ценой деления
0,1° С, перепад давлений по воде—ртутным
дифманометром ДТ 50. Расходы рабочих сред
определяли объемным методом.
ftfft
U
Аммиак
Рис. 1. Схема движения рабочихтсред в аммиачном
пластинчатом конденсаторе.
* Наладка стенда осуществлена механиком А. В. Фир-
стовым.
Рис. 2. Схема стенда для испытания аммиачного
пластинчатого конденсатора:
/ — экспериментальный конденсатор; 2 — мерная емкость
для аммиака; 3 — мерная емкость для воды; 4 — водяной
насос; 5 — дифференциальный манометр; 6 — образцовые
манометры; а — отбор воздушно-аммиачной смеси; б — пар
аммиака из маслоотделителя; в — уравнительная линия; г —
конденсат в ресивер; д — вода на градирню; е — вода из
градирни; ж — спуск воды; з — выпуск воздуха; и — к
предохранительному клапану.
Тепловую нагрузку (в кВт) на аппарат
рассчитывали двумя способами:
по теплу, отводимому охлаждающей водой,
Qb = ^вРв^вD2— ^bi)>
где VB — расход охлаждающей воды, м3/с;
рв — плотность воды, кг/м3;
св — теплоемкость воды, кДж/(кг-сС);
*В2> *В
-температура воды соответственно на выходе
из конденсатора и входе в него, °С;
31

по теплу конденсации аммиака
Qa = УаРа(*"пер— W.
где Уа—объемный расход жидкого аммиака, м3/с;
ра — плотность конденсата, кг/м3;
'пер» *к — соответственно энтальпии перегретого пара,
поступающего в конденсатор, и
переохлажденной жидкости на выходе из жидкостного
коллектора, кДж/кг.
Количество тепла, отданное холодильным
агентом окружающему воздуху, не учитывалось,
поскольку разность между температурой
насыщения и температурой окружающего воздуха
на расстоянии 1,5 м от средней части
конденсатора не превышала для большинства опытов
10° С.
Расхождение при определении тепловой
нагрузки на конденсатор двумя способами
составляло не более 8%.
Коэффициенты теплопередачи k конденсатора
рассчитывали по формуле
Qcp
k =
^ОбЩ0/7
QB + Qa
где Qcp = 9 — средняя тепловая нагрузка на
конденсатор, Вт;
^общ — полная поверхность
экспериментального конденсатора, равная
50 м2;
0т — среднелогарифмический
температурный напор, °С,
®т =
^В2 *В1
In fK~~fB1
tK—температура конденсации аммиака, определяемая по
показанию манометра, с учетом барометрического
давления, °С.
На рис. 3 представлены результаты
испытаний, полученные за 1 600 ч работы конденсатора,
в виде графика k = f (wB) для различных
плотностей теплового потока. Приведены также
то
2000
1 °°0
' о °°0
0ъ& *° °^
» °<2> °
- -"
••*« •.;
, о
8" ?
** *^<)
5
-1
з\
k
0,1
о,г
03
Цк
¦0,5
0,0 wb>m/c
Рис. 3. Зависимость k = / (wB) для аммиачных конден-
за гР'
саторов:
/ — пластинчатый, 2^3агР~ °' 2 ~ пластинчатый> ^/?
= 0,00045 м2. ° С/Вт; 3 — кожухотрубный, трубы чистые
[5]; 4 — то же, трубы загрязненные; 5 — кожухотрубный,
трубы чистые [б]; 6 — то же, трубы загрязненные.
расчетные значения коэффициентов
теплопередачи для условий испытаний.
Расчетные значения коэффициентов
теплопередачи получены графоаналитическим методом.
Коэффициенты теплоотдачи со стороны аммиака
рассчитывали по известной формуле Нуссельта
с учетом волнообразования, коэффициенты
теплоотдачи воды — по зависимости [3 ]
Nu^O.lSSRe^Pr0'43^H'25.
В расчете учитывали термическое
сопротивление стенки конденсатора. Общее термическое
сопротивление загрязнений ^??загр принимали
по данным [3] равным 0,00045 м2-°С/Вт.
Как видно из рис. 3, опытные точки
располагаются в основном между кривыми 1 и 2.
Это может быть связано с тем, что в расчете
принята завышенная величина ^/?3агР- Изменение
плотности теплового потока на коэффициенты
теплопередачи влияет незначительно, так как
основное термическое сопротивление оказывают
теплоотдача со стороны турбулентно движущейся
воды, а также загрязнения. Максимальные
значения k получены при плотности теплового
потока qF = 7000^-9000 Вт/м2 и скорости воды
wB = 0,5-^-0,6 м/с. При этом
среднелогарифмический температурный напор 0т не превышал
3,5° С. Кроме того, при работе конденсатора
обеспечивалось значительное переохлаждение
конденсата. Например, в одном из
экспериментов при qF = 7 350 Вт/м2, температуре
входящего пара аммиака tnep = 63,8° С, температурах
воды tBl = 21,1° С и иш = 22,5° С коэффициент
теплопередачи был равен 2940 Вт/(м2-°С).
Температура конденсата аммиака на выходе
равнялась 22,2° С, т. е. была всего на 0,4° С выше
средней температуры воды.
На рис. 3 для сравнения приведены также
данные, полученные при испытании
горизонтальных кожухотрубных конденсаторов [4, 5].
Как видно, в рассматриваемой области wB
коэффициенты теплопередачи аммиачного
пластинчатого конденсатора значительно выше, чем
кожухотрубных.
Гидравлическое сопротивление аппарата по
воде можно рассчитать по уравнению
/пр . Р^в
где | — коэффициент гидравлического сопротивления
(g = 2/Re0'25 [3], при этом учитываются
местные сопротивления на входе и выходе);
/пр—приведенная длина одного канала;
^экв — эквивалентный диаметр канала.
На основании полученных опытных данных
сделано сопоставление теплотехнических
характеристик пластинчатого конденсатора и го-
32

Таблица
Показатели
Поверхность теплообмена F, м2
Полная масса G, кг
Габаритные размеры, мм
Полный объем (со штуцерами) У,
м3
КПС V-08
50
1801
1000x1825x1245
2,27
юо кв
100
4 760
1360x1360x5000
9,25
90 КТГ
90
3 300
1100x1230x4640
6,34
ризонтального кожухотрубного конденсатора
марки 90 КТГ.
Тепловую эффективность конденсаторов
оценивали по энергетическому коэффициенту [6]
F-JL
П~ NF '
где Np — мощность, затрачиваемая на
охлаждающей воды, Вт/м2.
проталкивание
Величину qF для конденсатора 90 КТГ
определяли графоаналитическим методом,
термическое сопротивление загрязнений не учитывали.
Мощность Nf , затрачиваемую на
проталкивание, рассчитывали исходя из значений
гидравлического сопротивления для кожухотрубных
конденсаторов [6, 7]. Энергетический
коэффициент пластинчатого конденсатора вычисляли по
опытным данным.
Результаты расчета показали высокую
эффективность пластинчатого конденсатора. При
одинаковых значениях коэффициента Е объем
пластинчатого конденсатора в 2,79, а масса в 1,83
раза меньше, чем объем и масса конденсатора
90 КГТ (см. таблицу).
Оптимальными параметрами работы
аммиачного пластинчатого конденсатора поверхностью
50 м2, как показали испытания, являются
следующие: qF = 10000 Вт/м2, полная тепловая
нагрузка QK = 500000 Вт, wB = 0,6 м/с.
Принимая во внимание, что для кожухотрубных
конденсаторов типа КТГ и KB qF = 4650-^
4-5200 Вт/м2 при 0т = 5-^-6° С [4], получаем,
что пластинчатый конденсатор КПС V-0,8
поверхностью 50 м2 может отводить такую же
тепловую нагрузку, как и кожухотрубный
конденсатор поверхностью 100 м2.
Схема экспериментального стенда позволяла
подключать четыре вертикальных конденсатора
75 KB общей поверхностью теплообмена 300 м2,
уже длительное время находящихся в
эксплуатации. При отключении всех конденсаторов
75 KB и пуске в работу пластинчатого
конденсатора общий расход воды оставался
неизменным, при этом давление конденсации установки
падало на 0,5—1,0 кгс/см2. Это подтверждает
сделанный при сопоставлении конденсаторов
вывод о высокой эффективности пластинчатых
аппаратов.
Недостатком их является невозможность
механической очистки поверхности теплообмена.
Поэтому такие аппараты нужно применять в схемах
с чистой водой (например, в схеме с циркуляцией
воды, не дающей осадка на поверхности
теплообмена), либо чистить конденсаторы химическим
способом.
В экспериментальный конденсатор при
испытании подавалась вода, охлаждаемая в
градирне. Общая жесткость воды не превышала
0,8 мг-экв/л. После 1600 ч работы конденсатора
на поверхности теплообмена образовался тонкий
легко смываемый струями воды налет.
В последнее время разработана схема двухкон-
турного охлаждения, где в качестве
теплообменника первого контура (загрязненная вода —
чистая вода) служат разборные пластинчатые
теплообменники из титановых сплавов [8, 91,
а в качестве теплообменника второго контура
(чистая вода с антикоррозийными присадками —
аммиак) — сварные пластинчатые конденсаторы
из нержавеющей или малоуглеродистой стали.
Поверхность разборного пластинчатого
теплообменника первого контура легко доступна для
осмотра и механической чистки, при этом
возможна простая замена пластин аппарата или
увеличение их числа. Такие схемы уже
используются зарубежными фирмами в судовых
установках.
В то же время следует отметить, что
применение двухконтурной схемы потребует увеличения
теплообменной поверхности и тем самым
приведет к дополнительным затратам металла и
электроэнергии. В некоторых случаях, однако, такая
схема может оказаться оправданной.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. ИвановО. П., М а м ч е н к о В. О.
Исследование процесса конденсации холодильных агентов в
щелевых каналах сложной конфигурации. — В кн.:
Техника низких температур. Л., 1971.
2. ИвановО. П., Мамченко В. О. Теплообмен
и гидравлическое сопротивление при конденсации хо-
33

лодильных агентов в узких вертикальных каналах. —
«Холодильная техника», 1973, № 6, с. 23—28.
3. РТМ 26—01—36—70. Теплообменники пластинчатые.
Методы тепловых и гидромеханических расчетов. М.,
1971.
4. Данилова Г. Н., Богданов С. Н.,
Иваново. П. и др. Теплообменные аппараты
холодильных установок. Л., «Машиностроение», 1973.
5. Air Conditioning and Refrigerating Data Book». Vol.1,
1959. (The American Society of Refrigerating Engineers).
536.24
Доктор техн. наук, проф. Л. Д. БЕРМАН
Всесоюзный теплотехнический институт
До последнего времени существуют весьма
противоречивые мнения по вопросу о
справедливости соотношения Льюиса для совместно
протекающих процессов тепло- и массообмена в
контактных аппаратах, применяющихся в системах
кондиционирования воздуха и холодильных
установках,— форсуночных и оросительных
кондиционерах и градирнях. Мы будем исходить из
другой, более правильной формулировки этого
вопроса: каковы условия, при которых
справедливо полученное Льюисом [1] для испарения
жидкости соотношение
ir=cP' A)
где а — коэффициент теплоотдачи;
$х — коэффициент массоотдачи, отнесенный к разности
влагосодержаний газа;
ср —удельная теплоемкость влажного газа (на 1 кг
сухого газа в смеси).
При выводе этого соотношения в работе [1]
была допущена неточность, приведшая к
представлению об его универсальности. К
соотношению A) можно, однако, придти более строгим
путем как для испарения жидкости в газовую
среду, так и для конденсации пара из
парогазовой смеси [2, 3]. Этот путь позволяет
установить, что соотношение Льюиса пригодно лишь
для условий, когда справедлива аналогия между
тепло- и массообменом, т. е. можно
пренебрегать влиянием поперечного потока массы и сте-
фанового потока на поля скоростей, температур
и парциальных давлений (или концентраций)
компонентов парогазовой смеси, и когда содер-
34
6. Данилова Г. Н., Иванов О. П.
Сопоставление различных типов теплопередающих поверхностей
кожухотрубных конденсаторов. — «Холодильная
техника», 1969, № 11, с. 12—16.
7. Испытание кожухотрубных аппаратов с
накатными ребрами. Отчет ВНИХИ, тема 3, раздел la. M.,
1964.
8. Андреев В. А. Судовые теплообменные аппараты.
Л., «Судостроение», 1968.
9. Б а е в С. Ф. Судовые компактные теплообменные
аппараты. Л., «Судостроение», 1965.
жание пара в смеси незначительно. Так как
последнее условие — одна из предпосылок
справедливости аналогии между тепло- и
массообменом, задача сводится к определению той
области параметров, для которой пригодна эта
аналогия.
Анализ большого числа экспериментальных
и теоретических данных [4—8] подтверждает,
что в общем случае для тепло- и массообмена в
газовой фазе при рассматриваемых процессах
могут быть получены зависимости:
Nth -'[ ng ' R J {Z)
и
NuD Nu _L L_f/_?r_ JM m
NuDl - NUl ' errP ~ ng i[ ng ' R )' w
где Nu, NuD — тепловое и диффузионное числа Нус-
сельта;
ег = pj.jp — объемное (мольное) содержание газа
в смеси;
рх. — парциальное давление газа;
р — давление смеси;
ng = А ри/р — безразмерная разность парциальных
давлений пара;
RUf R — газовые постоянные пара и смеси;
индексы: I — при отсутствии влияния поперечного
потока массы на распределение
скоростей парогазовой смеси и теплообмен
и полупроницаемости поверхности
раздела на массообмен (существование
аналогии);
гр — на границе раздела фаз.
Экспериментальные исследования обоих
процессов при различных формах поверхностей
контакта фаз и условиях их обтекания
парогазовой смесью обнаруживают слабую зависимость
отношений Nu/Nu^NUp/Nuo! (но, конечно, не
абсолютных значений Nu и Nu?>) от гидродинами-
О справедливости аналогии между тепло- и массообменом
и соотношения Льюиса для кондиционеров и градирен

ческих условий. Результаты различных опытов
в пределах их точности могут быть
аппроксимированы при Ru ж R представленными на рис. 1
кривыми, хорошо согласующимися также с
результатами имеющихся теоретических решений.
Приведенные кривые описываются (для
конденсации при
Nu
ng
10) уравнением
Nun
для испарения при
Nux
Nu
¦Dl
' 8г. гР :
i-0'6^--0'4). <2a>
где при испарении %>0 и при конденсации
jtg<0. Эти данные позволяют ответить на
вопрос о границах области, для которой
Nu
Nllj
"Nu~
Di
D)
т. е. справедлива приближенная аналогия
между тепло- и массообменом.
В случае испарения границы указанной
области определяются при заданной точности
выполнения условия D) величинами отношения
Nujj/Nud! и при er/jtg^9'этим границам
соответствуют при допустимой погрешности 10 и
15% значения ег^0,96 и ^0,92.
В случае конденсации сильнее отклоняется
от 1 отношение Nu/Nux и удобнее границы
рассматриваемой области определять по величинам
гт1пй при заданных ег. Для системы водяной
пар — воздух при ег^0,85 им соответствуют
при допустимой погрешности 10 и 15% значения
|ег/яч|>2,3 и ^3,0.
Существенное нарушение аналогии может
возникать при значениях параметров ег и sT/ng,
выходящих за указанные выше пределы. При
обычных условиях работы кондиционеров и
градирен этого не наблюдается и отклонения от
равенства D), как правило, ниже или близки
к 10%, что позволяет при практических
расчетах этих аппаратов исходить из
справедливости аналогии, а соответственно, и соотношения
Льюиса. Многочисленные-опытные данные
подтверждают это, но имр*бтся и исключения,
дающие повод для противоречивых высказываний,
отмеченных в начале этой статьи.
Погрешности измерений или неполное
смачивание насадки в оросительных аппаратах могут
сказываться на опытных значениях отношения
а/$х. Но мы не будем здесь их касаться, а имея
в виду достаточно точное определение
параметров сред и поверхностей тепло- и массообмена,
рассмотрим возможные причины полученных в
ряде работ значительных отклонений а/$х от
с' связанных с методикой обработки опытов.
В случае испарительного охлаждения воды
(нагрева и увлажнения воздуха) причиной
таких отклонений может быть, как показано в
работе [91, частичная конденсация пара,
образовавшегося при испарении жидкости и
проникшего в насыщенный влажный воздух с
температурой, меньше температуры на поверхности
раздела фаз.
Мнение о том, что объемная конденсация пара
(туманообразование) не может приводить к
указанным отклонениям вследствие того, что она
не сказывается на точности сведения теплового
баланса [10], неубедительно. В данном случае
главную роль играет точность определения не
общего количества переданного тепла, а его
составляющих, приходящихся на конвективный
теплообмен и на теплоту фазового перехода.
Анализ опытных данных Меркеля и Вольфа,
приведенный в работе [9], показал, что
конденсация в зоне насыщенного воздуха даже
относительно малой доли образовавшегося пара, если
Ш Nun P
1
0,8
0,5
ол
0,2
0.1
Г J—-
JC 2 1
I
/ ' i
/ '
/ ! 1
1 ; 1 1 I
6 8 10
Рис. 1. Зависимость
Nu
Nu7
Nur
Nu, ^Dl
конденсации A) и испарении B).
8г. гр
20 fr
от —i— при
ng
1,0 1,5 2,0 0,5
а
1,0 1,5 Щ
E
Рис. 2. Зависимость
р*
от относительного расхода
воздуха % (кг воздуха/кг воды) при обработке опытов без
учета (а) и с учетом (б) объемной конденсации пара
(поверхность орошения F = 40,6 м2, расход воды Gm = 3280-f-
-f-4000 кг/ч):
О — начальная температура воды 37,1—37,9° С; ф — то же,
61,0 —65,6° С.
35

она не учитывается при подсчетах а и $Х1 может
привести в результате преувеличения а и
преуменьшения $х к величине отношения этих
коэффициентов, превосходящей истинную в 1,5 и
более раза. Это подтвердили и опыты [11] по
испарению воды, стекавшей в виде тонкой
пленки по поверхности плоскопараллельной насадки
при противотоке воздуха (рис. 2). Часть этих
опытов проводилась при повышенной начальной
температуре воды с целью увеличить размеры
зоны насыщенного воздуха. Причиной полученных
при таких условиях отклонений от соотношения
Льюиса оказывается несоответствие принятой
методики обработки опытных данных
действительным условиям протекания исследовавшихся
процессов. Как показывает рис. 2, это
несоответствие приводит, кроме преувеличения
величины а/Рд, также и к неправильному
представлению о значительном влиянии на коэффициент
массоотдачи $х температуры поступающей воды.
Та же причина привела, как будет видно из
дальнейшего, и к отклонениям от соотношения
Льюиса и в некоторых других
экспериментальных исследованиях, в частности в работах [12—
15 ]. В связи с этими отклонениями высказывалось
мнение, что приближенная аналогия,
убедительно подтвержденная для ряда условий
(одинакового направления поперечного потока
массы, а также потока тепла на всей поверхности
контакта фаз или одинакового характера
изменения температур и парциальных давлений по
пути движения сред в аппарате), при других
условиях нарушается, вследствие чего для
последних не оправдывается и соотношение Льюиса.
Примерное изменение по длине противоточ-
ного аппарата температур воды и воздуха и
парциальных давлений пара в двух случаях, для
которых были получены значительные отклонения
от соотношения Льюиса, показано на рис. 3.
То обстоятельство, что в этих случаях кривые
распределения температур или парциальных
давлений не подобны и перекрещиваются,
свидетельствуя об изменении направления поперечного
потока массы или тепла, не говорит о нарушении
аналогии (физического подобия) между тепло-
и массообменом. Поскольку
теплопроводностью и диффузией в направлении движения
сред можно обычно пренебрегать, для суждения
о существовании аналогии существенны
профили температур и парциальных давлений
(концентраций) в направлении, нормальном к
поверхности раздела фаз. Поэтому, вполне соглашаясь
с указанием авторов некоторых работ на то, что
полученные отклонения были вызваны в этих
и подобных случаях отмеченными особенностями
изменения основных параметров сред по длине
аппарата, важно добавить, что эти особенности
привели не к нарушению физического подобия
процессов, а к неправомерности применения ис-
0 F О F
а
О F О F
<Г
Рис. 3. Изменение температур сред и парциальных
давлений пара при двух режимах работы противоточных
кондиционеров:
а — охлаждение и осушение воздуха; б — нагрев и увлажнение
воздуха; ф, *—температуры воздуха и воды; р , р"__
парциальные давления пара в основной массе влажного воздуха и на
поверхности раздела фаз.
пользовавшихся при подсчетах коэффициентов
а и Р* среднелогарифмической разности
парциальных давлений в одном случае (рис. 3, а)
и разности температур в другом (рис. 3, б).
Иначе говоря, и в этих случаях основной
причиной полученных отклонений было
несоответствие принятой методики обработки опытных
данных условиям опытов.
На несогласованность в ряде случаев методики
осреднения разностей потенциалов тепло- и массо-
обмена с условиями опытов и, в частности, на
неправомерность применения в этих случаях сред-
нелогарифмических их значений указывалось
раньше [3, 16—20]. Это касается, кроме
приведенных на рис. 3 примеров, и других случаев,
наблюдающихся в кондиционерах, а также в
градирнях при отсутствии зоны насыщенного
воздуха (см., например, [3], стр. 67, рис. 2—7,
случаи t2 = #х и t2<C'&1).
Чтобы избежать вызываемых указанной выше
причиной кажущихся отклонений от
соотношения Льюиса, надо в подобных случаях
пользоваться среднеинтегральными разностями
потенциалов, а при наличии разных зон (с
противоположными направлениями потоков массы
или тепла или же зон ненасыщенного и
насыщенного воздуха) — находить значения опытных
коэффициентов для каждой из зон раздельно.
При возможности выполнения расчетов на ЭВМ
такая обработка опытных данных для
оросительных кондиционеров и градирен уже сейчас
не связана с существенными трудностями.
Разрабатываемые же методы расчета тепло- и мае-
36

сообмена при диспергированной жидкости
позволят, по-видимому, распространить такую
обработку и на форсуночные кондиционеры, для
расчета которых пока приходится
использовать эмпирические соотношения.
Попытка теоретически обосновать для
форсуночных камер кондиционеров отклонения от
соотношения Льюиса, сделанная в статье [21],
основывается на ошибочных предпосылках и
поэтому несостоятельна. Исходное уравнение B)
названной статьи лишено физического смысла
и противоречит уравнению C), а из уравнений
B) и C) этой статьи нельзя получить уравнение
D) и другие основывающиеся на нем
зависимости.
Выводы
Приближенная аналогия между тепло- и мас-
сообменом, а также вытекающее из нее
соотношение Льюиса, как правило, справедливы для
условий кондиционеров и градирен.
Полученные в ряде экспериментальных работ для
условий, при которых справедлива указанная
аналогия, значительные отклонения от
соотношения Льюиса были обусловлены тем, что при
подсчетах коэффициентов тепло- и массоотдачи
использовались несоответствующие условиям
опытов способы осреднения разностей температур
и парциальных давлений (влагосодержаний).
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Lewis W. К- The evaporation of a liquid into
gas. — «Transactions ASME», 1922, Vol. 44, p. 329.
2. Ackermann G. Das Lewissche Gesetz fur das
Zusammenwirken von Warmeubergang und Verdun-
stung. — «Forschung Ing.-Wes.», 1934, Bd. 5, Nr. 2,
S. 95—100.
3. Б е р м а н Л. Д. Испарительное охлаждение
циркуляционной воды. ГЭИ, 1957.
4. БерманЛ. Д. К определению коэффициента
массоотдачи при расчете конденсации пара, содержащего
примесь воздуха. — «Теплоэнергетика», 1969, № 10,
с. 68—71.
5. Б е р м а н Л. Д. Обобщение опытных данных по
тепло- и массообмену при конденсации пара в
присутствии неконденсирующих газов. — «Теплофизика
высоких температур», 1972, № 3, с. 587—594.
6. Б е р м а н Л. Д. Определение коэффициентов мас-
со- и теплоотдачи при расчете конденсации пара из
парогазовой смеси.—«Теплоэнергетика», 1972, № 11,
с. 52—55.
7. Б о б е Л. С., Малышев Д. Д. К расчету
конденсации пара при поперечном обтекании труб
парогазовой смесью.—«Теплоэнергетика», 1971, № 12,
с. 84—86.
8. Б о б е Л. С., С о л о у х и н В. А. Тепло- и мас-
сообмен при конденсации пара из парогазовой смеси
при турбулентном течении внутри трубы. —
«Теплоэнергетика», 1972, № 9, с. 27—30.
9. Б е р м а н Л. Д. Испарительное охлаждение
жидкости при малых расходах и высоких начальных влаж-
ностях воздуха.—«Известия ВТИ», 1940, № 10—11,
с. 17—23.
10. W. D. В. v о n W о 1 f е г s d о г f f. Gleichzeitiger
• Warme-und Stoffubergang im Kuhlturm. — «Chemie-
Ing.-Technik», 1973, Bd. 45, Nr. 6, S. 357—362.
И. Сухов Е. А., ГельфандР. Е. Определение
коэффициентов тепло- и массоотдачи оросительных
устройств градирен по опытным данным. — «Известия
ВНИИГ», 1971, т. 96, с. 256—262.
12. К е ф е р В. Н., Ч е р н и ч е н к о В. К- Об
отношении Льюиса для мокрых шахтных
воздухоохладителей. — «Холодильная техника», 1961, № 2, с. 63—64.
13. К а р п и с Е. Е. Изменение отношения Льюиса
для политропических процессов в форсуночных
камерах. — Сб. ВНИИСТ «Кондиционирование воздуха»,
1963, № 15.
14. Ко ко р и н О. Я- Особенности процессов тепло-
и массообмена при непосредственном контакте воздуха
и воды. — Сб. ВНИИСТ «Кондиционирование воздуха»,
1966, № 18, с. 14—25.
15. Н a u s s 1 е г W. Zur Merkelschen Theorie der Ver-
dunstungsktihlung.—«Energietechnik», 1971, Bd. 21,
Nr. 5, S. 200—205.
16. Г о г о л и н А. А. Причины несоблюдения
отношения Льюиса для мокрых кондиционеров. —
«Холодильная техника», 1960, № 1, с. 20—24.
17. Г о г о л и н А. А. О применении уравнения
Льюиса при расчете поверхностных воздухоохладителей. —
«Холодильная техника», 1962, № 5, с. 47—51.
18. Берман Л. Д. Вопросы теплового расчета
башенных градирен. — «Теплоэнергетика», 1966, № 3,
с. 87—91.
19. Berman L. D. Untersuchung der Wasserkuhlung
in Kuhlturmen. — «Luft- und Kaltetechnik», Jhg. 3,
1967, Nr. 5, S. 194—198.
20. К у л и ч е н к о В. А. Об отношении Льюиса в
современных процессах тепло- и массообмена. — «Труды
Николаевского кораблестроительного института», вып.
51, 1972, с. 52—57.
21. ЛогвинскийИ. И. О подобии процессов
тепло- и массообмена в форсуночных камерах
кондиционеров. — «Водоснабжение и санитарная техника», 1972,
№ 11, с. 29—32.
¦

В ПОРЯДКЕ ОБСУЖДЕНИЯ
621.565.001.4
Испытания камер холодильников с панельной
системой охлаждения
Доктор техн. наук, проф. С. Г. ЧУКЛИН
Одесский технологический институт
холодильной промышленности
За последние годы на ряде распределительных
холодильников камеры хранения мороженых
продуктов были оборудованы панельной
системой охлаждения.
Камеры хранения одноэтажных
холодильников и верхних этажей многоэтажных
холодильников оборудуются панельными батареями,
подвешиваемыми к потолку на расстоянии 420—
600 мм или к нижней кромке потолочных балок
или ферм. Зазоры между батареями по
возможности герметически перекрываются стальными
или асбоцементными листами, так что под
потолком образуется продух, отделенный от
грузового объема камеры. Пристенная панельная
батарея, отстоящая от наружного ограждения
на 150—200 мм, подвешивается под потолком
и имеет высоту, равную V3 высоты камеры.
В нижней части продолжением батарей является
навешенная до пола ткань (брезент или
мешковина) и таким образом образуется пристенный
Рис. 1. Принципиальная схема камеры хранения,
оборудованной панельной системой охлаждения:
<ЭХ— наружный теплоприток; Q2— теплопритоки,
возникающие в камере; характерные температуры: tx — наружного
воздуха; t2 — воздуха в грузовом объеме камеры; ts —
панельной батареи; г4 — воздуха в потолочном продухе.
продух. Потолочный и пристенный продухи
между собой не сообщаются.
Панельная батарея представляет собой
стальной лист с приваренными к нему трубами, по
которым циркулирует кипящий хладагент, причем
стальной лист в тепловом отношении работает
как ребро. Своей гладкой стороной батареи
обращены к ограждениям камеры, а другой
стороной, имеющей более развитую
поверхность охлаждения,— к грузовому объему
камеры. Жидкий аммиак подается насосом в нижние
трубы батарей и отсасывается из верхних труб.
В камере, оборудованной панельной
системой охлаждения, охлаждающие панели внешней
стороной отводят наружные теплопритоки Qly
а внутренней стороной — теплопритоки Q2,
возникающие в камере (рис. 1). Воздух в
потолочном продухе находится в неподвижном
состоянии, вследствие чего конвективный теплообмен
между охлаждающей батареей и перекрытием
невелик. Передача тепла от перекрытия к
панельной батарее происходит в основном путем
радиации.
Внутренняя сторона панельной батареи имеет
более развитую поверхность теплопередачи,
которая мало меняется по мере нарастания слоя
инея (рис. 2). Панельные батареи имеют в этом
отношении значительные эксплуатационные
преимущества перед оребренными батареями. Чтобы
не допустить резкого уменьшения поверхности
теплообмена оребренных батарей, их необходимо
часто оттаивать, что не всегда возможно в
реальных условиях эксплуатации загруженных
камер. Вместе с тем удаление инея с панельных
батарей достаточно производить один раз в год,
когда выполняется санитарная обработка
камеры.
Весьма важно также и то, что у панельных
батарей более высокий коэффициент
теплоотдачи, чем у оребренных, особенно за счет
радиации.
Иней с внешней стороны панельных батарей
при достаточной их герметизации образуется
только в результате сушки теплоизоляционного
слоя ограждений холодильника. Если
построечная влага мала, то на наружной поверхности
батарей слой инея будет незначительный. В про-
38
21

Рис. 2. Камера, оборудованная панельной системой, в
условиях эксплуатации.
тивном случае его толщина может достигнуть
2—3 см за сезон.
Усушка продуктов в камерах хранения,
оборудованных панельными батареями, заметно
меньше, чем в камерах, оборудованных оребрен-
ными батареями, по двум причинам:
значительная часть наружного теплопритока не поступает
в грузовой объем камеры и относительно
большая, чем при оребренных батареях, часть
теплообмена внутри камеры осуществляется путем
радиации к батареям, не связанной с переносом
влаги.
Испытания панельной системы охлаждения
были проведены на Львовском хладокомбинате,
на распределительных холодильниках в гг. Сочи,
Волхове и Дзержинске. В 1965—1966 гг. на
Львовском хладокомбинате были проведены
сравнительные испытания камеры с панельной
системой охлаждения условной емкостью 500 т
и камеры такой же емкости, оборудованной
потолочными пучковыми и пристенными
ребристыми приборами охлаждения. Камеры
расположены на верхнем этаже.
Температура кипения и условия подачи
аммиака в обеих камерах были одинаковыми.
Камеры загружали комиссионно, примерно
равным количеством мяса D01905 и 403659 кг).
Температура мяса при закладке была —15 -f-
_: 16° С, равновесная температура воздуха
в камере с панельной системой охлаждения
—21 -. 24° С, в камере с батарейной системой
охлаждения —18 -= 23° С, срок хранения в
первой камере с 15 марта по 1 октября, во
второй — с 26 апреля по 22 сентября 1966 г.
Естественные потери от усушки мяса
оказались в камере с панельной системой охлаждения
в 2,5 раза, а в камере с батарейной системой —
в 1,25 раза ниже нормативных потерь. Таким
образом, в камере с панельной системой
естественные потери были в 2 раза меньше.
Изменение температуры воздуха по высоте в камере
с панельной системой 1—1,5° С, с батарейной
системой 6—7° С, разность между
температурами воздуха камеры и холодильного агента
соответственно 5—6 и 6—12° С, относительная
влажность воздуха в камере 95—96 % и 90—92 %.
В камере с панельной системой не
потребовалось оттаивать батареи. В камере с батарейной
системой необходимость в этом возникла через
3—4 недели после пуска, когда коэффициент
теплопередачи ребристых батарей снизился
более чем в 2 раза. Режим работы камеры с
панельной системой не зависел от внешних условий.
В процессе эксплуатации происходила сушка
изоляции. Продух над панельной батареей
обеспечивал создание дополнительного
сопротивления внешним притокам тепла, которые, по
опытным данным, уменьшались на 10—15%: Расход
электроэнергии за счет сокращения перепада
между температурами воздуха камеры и
холодильного агента в панельной батарее снизился
на 15—20%,
Эти данные послужили основанием для
оборудования панельной системой охлаждения
камер верхнего этажа холодильника в г. Сочи.
Основные испытания системы охлаждения на
Сочинском холодильнике были проведены при
участии междуведомственной комиссии с 15
апреля по 20 октября 1966 г.
Результаты испытаний подтвердили данные,
полученные на Львовском хладокомбинате.
Усушка продуктов была значительно меньшей,
температурный режим устойчивый: перепад
температур в камере по высоте не превышал 1,2° С,
разность между температурами воздуха камеры
и кипения холодильного агента в приборах
охлаждения пониженная G—8° С),
относительная влажность воздуха повышенная (96—98%)
оттаивание батарей достаточно проводить раз
в год.
Комиссия рекомендовала применять
панельную систему охлаждения для камер хранения
мороженых грузов распределительных
холодильников.
На 1 января 1970 г. по проекту Гипрохолода
было построено 14 холодильников и
модернизировано 8 с применением панельной системы
охлаждения.
Решением Росмясорыбторга кафедре
холодильных устновок ОТИХП поручено провести
комплексные испытания двух одноэтажных
холодильников современной конструкции,
оборудованных панельной системой охлаждения:
емкостью 3000 т в г. Волхове и 5400 т в г.
Дзержинске.
39

Холодильник в г. Волхове без подвала, с
сеткой колонн 18 X 6 м. Высота камер 6 м,
потолочного продуха 2,6 м. Толщина изоляции пола
150 мм.
Для предотвращения промерзания грунта
предусмотрен электроподогрев на глубине 1150 мм,
колебания температуры ±0,5° С.
Панельные потолочные батареи набирали из
элементов, состоящих из пяти труб диаметром
38 X 3 мм, приваренных к стальному листу
толщиной 1,6 мм. Расстояние между элементами
500 мм, шаг между трубами 300 мм. Просветы
между элементами, стыки по длине и
пространство между батареями перекрыты
асбоцементными листами толщиной 8 мм.
Пристенные батареи подвешены к нижней
плоскости балок.
Пристенные панельные батареи шеститрубные,
выполнены аналогично потолочным и
расположены в верхней части стены, промежуток от
низа батарей до пола закрыт брезентом.
Опытная камера — угловая, площадью 324 м2,
наиболее удалена от машинного зала и имеет
повышенные теплопритоки. Условная емкость
ее 500 т, поверхность батарей 620 м2.
Холодильник в г. Дзержинске — без
подвала, с сеткой колонн 12 X 6 м, высота камер
4,8 м, потолочного продуха 1,6 м. Полы
холодильника расположены на грунте (сухой песок),
без изоляции.
Панельные батареи набирали из трех
элементов, состоящих из листа толщиной 1,6 мм и трех
приваренных труб диаметром 38x3 мм,
длиной 5 м. Шаг между трубами 300 мм, расстояние
между элементами 350 мм. Свободные
пространства в потолочной батарее перекрыты стальным
листом толщиной 1,6 мм.
Пристенные батареи выполнены аналогично
батареям на холодильнике в г. Волхове, только
на брезент наморожен слой льда толщиной 6 мм.
Опытная камера — угловая, с повышенными
теплопритоками, ее площадь 360 м2, условная
емкость 482 т, поверхность батарей 472 м2.
На обоих холодильниках применена насосно-
циркуляционная система охлаждения с нижней
подачей аммиака и совмещенным сливом
жидкости и отсосом паров.
Для определения распределения температур
в объеме камеры, продухах, по поверхности
батарей, асбоцементных и металлических листов,
по внутренней и наружной поверхностям стен,
покрытию опытных камер были установлены
термопары, позволяющие измерять температуру
с точностью ±0,1° С.
Нормальное питание батарей жидким
аммиаком контролировали по перегреву паров
(±1,5° С) на всасывающей линии.
В период испытаний фиксировали грузовые
операции, температуру поступающего груза,
Рис. 3. Температуры поверхности приборов охлаждения
воздуха в камере и в продухе на холодильниках в г.
Волхове (а) и в г. Дзержинске (б):
1 — температура воздуха в продухе; 2 — температура воздуха
в камере; 3 — температура поверхности приборов и
асбоцементного (металлического) листа; 4 — панельная батарея;
5 — асбоцементный лист; 6 — металлический лист.
время пребывания людей в камере и другие
показатели, характеризующие режим работы
камеры.
Температура воздуха в камерах
поддерживалась в пределах—18 -.— 21° С при температуре
кипения холодильного агента —28 -. 30° С
и относительной влажности воздуха 96—98 %.
На рис. 3 и 4 показано распределение
температур по поверхности потолочных батарей,
в объеме продухов и в камере.
На протяжении всего периода испытаний
температура в центре ребра была ниже температуры
воздуха в камере. Это свидетельствует о том,
что тепло из продуха в камеру не поступает.
+9750
+7650
Ц7/50
?Щ06
4200
¦/250
Рис. 4. Температуры в потолочном продухе, в грузовом
объеме камеры и в строительной конструкции на
холодильниках в г. Волхове (а) и в г. Дзержинске (б):
/ — панельная батарея; 2 — слой песка; 3 — подогреваемый
слой; 4 — грунт.
40

Изменение температуры на поверхности
асбоцементных листов показывает, что при ширине
листа 500 мм поступление тепла наблюдается
на центральных участках листа шириной 300 мм.
Из рис. 3, 4 видно, что в августе
температура воздуха в потолочном продухе на
холодильнике в г. Волхове была —7° С, а в г.
Дзержинске —16° С при одинаковых условиях
эксплуатации. Температура воздуха в опытных
камерах составляла —19 ч 21° С. Это
указывает на некачественную изоляцию на
Волховском холодильнике. Однако температуры по
высоте и объему камеры распределялись
стабильно: на холодильнике в г. Волхове разности
температур не превышали 1—1,5° С, в
г.Дзержинске — 0,8° С.
Величина удельных теплопритоков,
проникающих в камеру со стороны пола, на
холодильнике в г. Дзержинске все время уменьшалась
в соответствии с ходом промерзания грунта
под камерой: в начале испытаний удельные теп-
лопритоки составляли 9 ккал/(ч-м2), в конце —
5 ккал/(ч-м2). На холодильнике в г. Волхове
они были равны 5—6 ккал/(ч-м2), т. е. зависели
только от температуры воздуха в камере.
Были рассчитаны проникающие в камеру
теплопритоки и вычислена по формуле,
предложенной автором, усушка продуктов, которая
сравнивалась с фактической и с нормативной
естественной убылью. В летний период
наибольшее количество тепла в камеры одноэтажных
холодильников поступает через перекрытие:
на холодильнике в г. Волхове 37%, в г.
Дзержинске — 44 % рбщей величины теплопритоков;
теплопритоки от наружных стен составляют
соответственно 20 % и 25 %, теплопритоки от
пола 22 % и 23 %.
При наличии грузовых операций
теплопритоки, связанные с домораживанием продуктов,
достигали 23—28%,
Влияние локальных теплопритоков
отражается на потерях массы контрольных полутуш,
полученных при перевеске. Так, на
холодильнике в г. Волхове эти потери в центре камеры у
пола колебались от 0,9 до 1,3% за срок
хранения, в средней части камеры на высоте 2,5 м
составляли 0,3—0,4 %,, а у стен 0,3—0,9 %.
Минимальная усушка наблюдалась в верхних
частях штабеля — 0,2—0,4 %. Объясняется это
прежде всего интенсивным лучистым
теплообменом между полутушами и батареями, в
результате которого поверхность полутуш,
обращенная к батарее, переохлаждается,
температура ее становится ниже точки росы и на ней
оседает иней. Кроме того, иней может с течением
времени осыпаться с поверхности батарей на
верхние полутуши мяса в штабеле..
Рис. 5. Расчетные, нормативные и фактические потери
мяса на холодильниках в г. Дзержинске (а) и в г.
Волхове (б):
усушка, начисленная по нормативам; — — —
усушка, рассчитанная по методике ОТИХП; — ф — фактическая
Средние потери мяса по всей камере
составили 0,37 %,
На рис. 5 показаны расчетные, нормативные
и фактические потери мяса.
Расхождение между расчетными и
фактическими данными по усушке составили на
холодильнике в г. Волхове 13,5 %, в г.
Дзержинске— 1,5% от величины усушки. Полученная
экономия по сравнению с нормами на
холодильнике в г. Волхове 53 %, в г. Дзержинске 68 %
от нормативной убыли.
Проведенные испытания камер хранения
мороженых грузов, оборудованных панельной
системой охлаждения, одноэтажных холодильников,
расположенных в северной климатической зоне,
показали следующее.
— Эксплуатация панельной системы
охлаждения не вызывает затруднений. Компрессоры
работают без влажного хода.
— Температурный режим в камерах стабилен.
Перепад температур по высоте не превышает
1,5° С. Относительная влажность воздуха
поддерживается в пределах 96—98 %.
— Иней на приборах охлаждения рыхлый
и легко опадает. Оттаивание проводится раз
в год в течение одной рабочей смены. При
панельной системе охлаждения внешние
теплопритоки в грузовой объем камеры снижаются
на 35—55%.
— По расчетам Гипрохолода и ОТИХП,
металлоемкость панельной системы увеличена по
сравнению с системой охлаждения ребристыми
батареями на 10 %, расход воды и масла
примерно одинаков, расход электроэнергии меньше.
— Наибольшие потери мороженого мяса от
41

усушки обусловлены теплопритоком от пола —
30—50 % общих потерь мяса.
— Убыль мяса за период испытаний была на
холодильнике в г. Волхове в 2,14, на
холодильнике в г. Дзержинске в 3,14 раза меньше
нормативной.
— Применение панельной системы
охлаждения, по расчетам автора, позволяет получить
экономию от 14 до 20 руб. на 1 т емкости в год.
Равномерное температурное поле,
интенсивный лучистый теплообмен между штабелем и
приборами охлаждения, снижение наружных
теплопритоков в грузовой объем камеры,
высокая относительная влажность воздуха 96—98 %¦•,
НОВЫЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
A1) 401855 B1) 1711485/25-8 B2) 03.11.71
E1) F 16 к 31/02 E3) 621.646 G1) Научно-производственное
объединение «Киеварматура» G2) В. Л. КИСЕЛЬ,
Я. А. ЛИХОВЕЦКИЙ, В. С. ПОГРЕБИНСКИЙ
E4) 1. ЭЛЕКТРОМАГНИТНЫЙ ПРИВОД КЛАПАНА,
содержащий якорь, соединенный с запорным органом,
кожух, соединенный с герметичным корпусом, на котором
установлен каркас из электроизоляционного материала с
обмоткой, отличающийся тем, что, с целью повышения
прочности корпуса в радиальном направлении, каркас
выполнен с разрезом вдоль образующей.
2. Электромагнитный привод клапана по п. 1,
отличающийся тем, что, с целью повышения прочности корпуса
в направлении продольной оси, кожух соединен с
корпусом при помощи бурта, выполненного на одном торце
кожуха, и резьбового соединения — на другом.
A1) 392295 B1) 1686604/24-6 B2) 09.08.71
E1) F 25 b 9/02 E3) 621.565.3 G1) Рижский ордена
Трудового Красного Знамени вагоностроительный завод G2)
А. И. АЗАРОВ, В. П. ПАЦАНОВСКИЙ, А. М. ФУРЛЕ-
ТОВ, Е. Я- МАКУХА, О. Ф. ИСАЕВ
E4) СПОСОБ РАБОТЫ ВИХРЕВОЙ ТРУБЫ
с рециркуляцией холодного потока, отводимого через
диафрагму к охлаждаемому объекту, и впуском
дополнительного потока в осевую зону со стороны горячего конца,
отличающийся тем, что, с целью повышения холодопроизво-
дительности, дополнительный поток предварительно
охлаждают околоосевыми слоями вихря и разгоняют в
направлении диафрагмы до скорости, соизмеримой со
звуковой, и эжектируют рециркулируемый поток,
подаваемый через сопловой ввод трубы.
A1) 392297 B1) 1678096/24-6 B2) 08.07.71
стабильные условия теплообмена батарей,
допускающие их оттаивание один раз в год,
отсутствие затруднений в условиях эксплуатации
создают благоприятные условия для хранения
незатаренных грузов с пониженными
естественными потерями от усушки (в 2 раза по
сравнению с нормативными).
Теплотехнические, технологические и
эксплуатационные характеристики панельной
системы охлаждения позволяют рекомендовать ее
для широкого внедрения на вновь строящихся
и реконструируемых одноэтажных
холодильниках и верхних этажах многоэтажных
холодильников.
E1) F 25 b 29/00 E3) 621.578 G1) Ленинградский
технологический институт холодильной промышленности G2)
А. Н. ЛОЖКИН, Ю. А. РАХМАНОВ
E4) 1. ПАРОГАЗОВАЯ УСТАНОВКА ДЛЯ
СОВМЕСТНОГО ПРОИЗВОДСТВА ЭЛЕКТРОЭНЕРГИИ, ТЕПЛА И
УГЛЕКИСЛОТЫ,
содержащая высоконапорный парогенератор с
экономайзером, отделителем капельной влаги и паровой турбиной,
установленные на одном валу турбодетандер, воздушный
компрессор и газовую трубину, работающую на продуктах
сгорания, отходящих из парогенератора, и сепаратор
твердой углекислоты, отличающаяся тем, что, с целью
повышения экономичности, сепаратор снабжен теплообменной
поверхностью, включенной в цикл холодильной машины,
например газовой, для окончательного вымораживания
углекислоты из продуктов сгорания.
2. Установка по п. 1, отличающаяся тем, что на линии
связи отделителя капельной влаги с турбодетандером
установлен охладитель газа, включенный в автономный цикл
абсорбционной машины, работающей на
низкопотенциальном тепле.
A1) 397721 B1) 1665401/24-6 B2) 25.05.71 E1) F 25Ь
49/00; G 05d 23/19 E3) 621.565.4-543.3 G1) Ленинградский
зональный научно-исследовательский и проектный
институт типового и экспериментального проектирования
жилых и общественных зданий, Ленинградский
государственный проектный институт и Ленинградский
проектный институт G2) И. Д. МИГДАЛ, О. И. ДРОЗНИНА,
И. И. МИГДАЛ
E4) 1. СПОСОБ РЕГУЛИРОВАНИЯ ТЕМПЕРАТУРЫ
ХЛАДОНОСИТЕЛЯ В ХОЛОДИЛЬНОЙ УСТАНОВКЕ
с аккумулятором холода и испарителем, отличающийся
тем, что, с целью снижения энергозатрат, стабилизируют
температуру хладоносителя, поступающего к
потребителю и в аккумулятор, изменением количества
хладоносителя, циркулирующего через испаритель.
2. Способ по п. 1, отличающийся тем, что часть
хладоносителя после испарителя рециркулирует.
3. Способ по п. 1, отличающийся тем, что отбор
хладоносителя, поступающего к потребителю, производят из
линии связи испарителя с аккумулятором.
Публикуемой выше статьей профессора С. Г. Чуклина редакция открывает
дискуссию о способах охлаждения камер хранения мороженых грузов.
Просьба к читателям — высказать свое мнение по данному вопросу и
поделиться опытом эксплуатации различных систем охлаждения.
42

ИЗ ДИССЕРТАЦИОННЫХ
РАБОТ
621.565.912
К расчету производительности
морозильной установки
Канд. техн. наук А. Г. ИОНОВ,
Г. Я. БИНДЕР, В. Н. ЭРЛИХМАН
Калининградский технический институт
рыбной промышленности и хозяйства
(Из диссертационной работы В. Н. Эрлихмана)
В настоящее время для замораживания пищевых
продуктов широко применяются морозильные установки
пульсирующего действия. Продукты загружают в них и
выгружают после замораживания через определенные
промежутки времени, называемые тактами. К такому
типу относятся воздушные конвейерные морозильные
аппараты фирмы «Линде» (ФРГ), аппараты LBH-22,5,
LBH-31,5 фирмы «Кюльавтомат» (ГДР) и плиточные
роторные морозильные агрегаты MAP и АРСА (СССР)
Принцип работы этих морозильных установок изложен
в работах [1—3].
Важнейшей характеристикой, определяющей
технико-экономические показатели морозильной установки
пульсирующего действия, является ее производительность.
Ниже выводится формула, определяющая зависимость
производительности Р морозильной установки от
толщины слоя 5 замораживаемого продукта, числа
морозильных блок-форм п, времени срабатывания механизмов
выгрузки и загрузки блок-форм z и параметров
технологического процесса — времени, затрачиваемого на
подготовку продукта к замораживанию, т0, времени
замораживания тх (б), продолжительности непрерывной работы
морозильной установки тр, условий замораживания
(начальная и конечная температура продукта, его тепло-
физические характеристики и т. п.).
Определяем толщину слоя продукта, при которой
производительность морозильной установки при заданных
параметрах является максимальной. Исследуем
зависимость максимальной производительности от выбранных
параметров.
Обозначим: т (б) — продолжительность одного цикла
(время между двумя последовательными загрузками блок-
формы). Необходимо, чтобы продолжительность цикла
была, с одной стороны, не меньше суммы времени
замораживания продукта, находящегося в блок-форме, и
времени z срабатывания механизмов выгрузки и загрузки
и, с другой стороны, не меньше времени, затрачиваемого
на подготовку продукта к загрузке всей установки, т. е.
tw FfeTx (б) + z
и A)
Очевидно, что из всех функций т (б), удовлетворяющих
условию A), наибольшая производительность
морозильной установки достигается при
TF) = inf[TaF)l;
такой функцией является
т (б) = max [/гт0, Tj (б) + z]. B)
Из непрерывности функции х1 (б) следует
непрерывность т (б). Если к тому же функция тх (б)
дифференцируема, то т (б) является кусочно-дифференцируемой,
т.е. в этом случае для исследования функции можно
применить аппарат дифференциального исчисления.
Производительность морозильной установки
выражается формулой:
р (б) = pS8n
1
1
Т(б) Тр
C)
где р — плотность продукта;
5 — площадь, занимаемая продуктом в морозильной
блок-форме.
Величину тх (б) по известным формулам Р. Планка
или Д. Рютова [4] можно представить в виде
тх F) - Лб2 + В6,
где из формулы Р. Планка
В
А - ?Р
л 8 да»
Я9
2 Ма '
Тогда формулу C) в развернутом виде можно записать
следующим образом:
pSdtl
Р{6) =
1
1
пт0 Тр
(при л то 2* Лб2 + Вб + г)
pS8n
1
D)
Лб2 +56 + 2 Тр
(при пт0 <: Лб2 + Вб + г)
Нетрудно проверить, что максимальная
производительность морозильной установки достигается, если
толщина слоя замораживаемого продукта равна
наибольшему из корней уравнения:
(Лб2 + Бб + г-дт0)^- = 0.
Графики функции D), выражающей
производительность в зависимости от толщины замораживаемого
продукта при некоторых значениях п и т0 для плиточного
морозильного агрегата АРСА (при условии тр = 22 ч,
температура охлаждающей среды ^0.сР = —40° С,
начальная температура продукта tH = 20° С, температура
продукта после замораживания tK = —25° С, коэффициент
теплоотдачи а = 1163 Вт/(м2-°С), р = 1000 кг/м3) и для
воздушного морозильного аппарата «Линде» (тр = 22 ч,
tB= —30° С, /н=20° С, /к= —25° С,а= 46,5 Вт/(м2- °С),
р = 1000 кг/м3), приведены на рис. 1. Знаком «х»
отмечена наибольшая производительность.
Соотношения между величинами я, т0, боПт и РМакс»
относящиеся к рис. 1, а, приведены в табл. 1,
относящиеся к рис. 1, б — в табл.2.
На рис. 2 показана зависимость максимальной
производительности Рмакс от продолжительности непрерывной
работы морозильной установки тр.
Таблица 1
т0, мин
2,0
2,4
3,0
л = 7
"опт J^MaKCj
26,4
29,2
33,0
524
480
434
п = 23
бопт
50,0
55,2
61,9
р
макс
968
883
784
м = 34
"опт
61,4
67,8
75,7
Р
макс
1165
1062
927
43

На рис. 3 представлена зависимость
производительности плиточного роторного морозильного агрегата от
толщины блока б и условий замораживания a, f0.cP» To*
Для определения продолжительности замораживания в
Ьг\ч
2500
2000
то
1000
500
о
4
?_
+
f
Г
р
г
^
ъ
•W
f"
^
*
\
^
\
^s^
ч^
^
10 20 30 W SO
10 SO 30 100$мм
Рис. 1. Зависимость производительности плиточного
роторного морозильного агрегата АРСА (а) и воздушного
конвейерного морозильного аппарата «Линде» (б) от
6, /г, т0.
тадгс' I
/да
7Z5/7
/да
75»
ОТ
1 Л
f
/ 1
1 /
/
1
,*'
/
/'
^**-~
\
—-
„,—-
I
.^——
1
1ЕЙ
ТШХ
.5/7G
J4 _
1
\гз /
У
>1
у1
1
1
10 20 JO kO
50
60 70
SO Vp,4
Рис. 2. Зависимость максимальной производительности
^макс от продолжительности непрерывной работы
морозильной установки тр:
7 — плиточный роторный морозильный агрегат; 2 —
воздушный конвейерный морозильный аппарат.
80 $ мм 100
Рис. 3. Зависимость производительности Р плиточного
роторного морозильного агрегата от толщины блока б
и условий замораживания- a, t0.cp > ^о (я—23).
Т0, МИН
10
20
30
я = 500
бопт
28,5
49,4
66,5
макс
1603
1300
1080
Таблица 2
л = 720
бопт
38,3
64,6
85,8
Р
макс
2095
1590
1251
п = 940
^опт
47,2
77,9
102,7
Р
*макс
2500
1780
1323
формуле C) использованы данные, полученные опытным
путем.
Таким образом, приведенная методика позволяет
определить максимальную производительность и
соответствующую ей оптимальную толщину слоя замораживаемого
продукта в зависимости от параметров морозильной
установки, теплофизических свойств продукта, условий
замораживания и продолжительности непрерывной работы.
Данная методика может быть применена при
конструировании и эксплуатации морозильных установок
пульсирующего типа.
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. К а н А. В., Матвеев В. И. Установки и
аппараты для замораживания рыбы и рыбопродукции. М.,
«Пищевая промышленность», 1967.
2. Мекеницкий С. Я., И о н о в А. Г.
Современные роторные скороморозильные агрегаты. —
«Холодильная техника», 1969, № 11, с. 8—11.
3. Мекеницкий С. Я., Ионов А. Г., Ш в а ч -
к о И. П. Конструктивные и технологические
особенности плиточных морозилок. — «Рыбное хозяйство»,
1970, № 1.
4. Ч и ж о в Г. Б. Теплофизические процессы в
холодильной технологии пищевых продуктов. М., «Пищевая
промышленность», 1971.
5. Виноградов И. М. Основы теории чисел. М.,
«Наука», 1965.

ОБМЕН ОПЫТОМ
621.566-52
Опыт эксплуатации щитов блочного
типа для автоматизации холодильных
установок
С. Л. ГЕЛЛЕР, Г. Е. ЗАВЕЛИОН, А. П. ШАПИРЕНКО
СМНУ ВНПО «Пищепромавтоматика»
При автоматизации холодильных установок
предприятий пищевой промышленности, где
имеются, как правило, небольшие машинные
отделения (не более четырех компрессоров
одноступенчатого сжатия), установка пультов типа
ПУМ у компрессоров и отдельного щита общих
цепей управления и сигнализации исключается
из-за недостатка места.
Широкое применение элементов
радиоэлектронной аппаратуры в схемах автоматизации
холодильных установок позволило создать
принципиально новые конструкции малогабаритных
командно-сигнальных щитов блочного типа *.
Эти щиты соединяют в себе все необходимые
схемы управления, защит и сигнализации,
поэтому при их использовании отпадает
надобность в установке пультов ПУМ у компрессоров
и отдельного командно-сигнального щита.
Щит состоит из корпуса, поворотной панели
со съемными блоками управления и
сигнализации, откидного стола (при необходимости его
можно снять). Съемные блоки управления и
сигнализации снабжены штепсельными разъемами,
неподвижные гнезда которых гибкими
проводами соединены с клеммниками, расположенными
на задней стенке щита.
Конструкция щита отвечает требованиям взры-
вобезопасности для помещений категории В1-6,
что позволяет располагать его непосредственно
в помещениях аммиачной установки.
Обслуживание щита одностороннее.
Схемы автоматизации предусматривают
возможность работы компрессоров и насосов в
автоматическом, полуавтоматическом и местном
режимах, а также автоматического поддержания
и сигнализации уровня жидкого аммиака в
аппаратах * холодильной установки, дистанцион-
* Шагшренко А. П., Геллер С. Л., Завелион Г. Е.
Щит блочного типа для автоматизированных
холодильных установок.— «Холодильная техника», 1970, № 5,
с. 33—37.
Э
ного измерения температуры аммиака, воды
и рассола.
Сигналы о работе холодильной установки
поступают на блоки щита. При возникновении
опасных отклонений от заданных режимов
компрессоры отключаются и загорается лампа,
сигнализирующая причину отключения.
Блоки одинаковых габаритных размеров имеют
различные схемы исполнения: К — для
компрессоров; Н — водяных и рассольных насосов;
ИВ — вертикальнотрубных испарителей; ИК —
кожухотрубных испарителей; С — общей
сигнализации; П—блок питания.
Щит набирается из блоков соответствующего
типа в зависимости от состава оборудования
холодильной установки. Съемные блоки
облегчают его монтаж, наладку, эксплуатацию и
профилактическое обслуживание (схемы отдельных
аппаратов можно проверять имитатором, не
нарушая работы всех остальных схем установки
в автоматическом режиме).
Техническая характеристика щита
Сеть переменного тока
напряжение, В 220
частота, Гц 50
Температура окружающей среды, СС 5—40
Относительная влажность воздуха, % Не более 80
Число блоков, шт. 6, 8, 10
Габаритные размеры, мм 800x700x1500
Масса, кг 150
Размещение щитов в компрессорном цехе
(отделении) способствует повышению
оперативности обслуживания компрессоров и сокращению
расхода кабеля.
Щит блочного типа разработан
специализированным монтажно-наладочным управлением
Всесоюзного научно-производственного
объединения «Пищепромавтоматика», изготовляется по
индивидуальным проектам экспериментальным
заводом объединения. Годовая экономия от
внедрения одного щита блочного типа только по
компрессорам составляет 4224 руб.
К преимуществам щитов относятся: типизация
схемных и конструктивных решений,
обеспечивающих снижение вероятности допущения
ошибок при проектировании и изготовлении
щитов; возможность серийного производства
отдельных блоков и щитов; удобства при монтаже,
наладке и эксплуатации системы автоматики
благодаря размещению функциональных узлов
схемы на отдельных блоках, связанных с общей
схемой автоматизации штепсельными разъемами.
В течение ряда лет щиты блочного типа
эксплуатируются на Одесском пивзаводе № 1,
Одесском жиркомбинате, Пярнуском пивзаводе,
Минском заводе плодово-ягодных вин и других
предприятиях пищевой промышленности.
В ближайшее время ими будут оборудованы
холодильные установки Курской кондитерской
45

Рис. 1. Командно-сигнальный щит блочного типа.
фабрики, семи жиркомбинатов Узбекистана и
ряда других предприятий.
На рис. 1 представлен командно-сигнальный
щит блочого типа, установленный на Одесском
пивзаводе № 1. Щит предназначен для
автоматизации холодильной установки, состоящей из
четырех компрессоров одноступенчатого сжатия,
двух водяных насосов, трех рассольных насосов
и испарителя.
Для измерения температуры в контрольных
точках холодильной установки на щите
предусмотрен логометр и многоточечный
переключатель.
Цепи управления компрессорами размещены
на четырех взаимозаменяемых блоках. На
остальных четырех блоках смонтированы цепи
управления двумя водяными насосами A блок),
двумя рассольными насосами A блок), испари-
Рис. 2. Блок компрессора.
46
телем и рассольным насосом A блок) и цепи
общей сигнализации A блок).
Схема питания цепей автоматики и
термометрии размещена внутри щита.
На рис. 2 показан блок компрессора.
Блоки щита выдержали испытания на
виброустойчивость, вибропрочность, удароустойчи-
вость, ударопрочность, нагревание,
холодоустойчивость и электропрочность изоляции.
Опыт эксплуатации щитов блочного типа в
течение нескольких лет подтвердил
целесообразность их применения на небольших
холодильных установках (не более четырех компрессоров)
предприятий пищевой промышленности.
Длительная эксплуатация ранее выпущенных
образцов щитов позволила определить и
некоторые конструктивные недостатки, которые были
в основном ликвидированы в щитах последних
выпусков.
Так, например, вместо общего источника
питания цепей автоматики и термометрии, из-за
которого были большие помехи в работе схем
сигнализации, в каждом блоке компрессора
предусмотрены индивидуальные источники питания
(как в пультах типа ПУМ), а для питания лого-
метра использован стандартный выпрямитель
типа СВ-4. Это значительно повысило
помехоустойчивость схемы сигнализации, выполненной
на тиратронах МТХ-90, а также точность
показаний логометра.
Вместо неудовлетворительно работавшего ти-
ратронного источника мигающего света
установлен стандартный источник типа ИМС-5 или не
уступающий ему по надежности источник
мигающего света ЭЗА.
Нестабильно работавшие самодельные реле
времени заменены стандартными
температурными реле времени типа ТРВ-1ВМ.
Упрощены схемы управления водяными и
рассольными насосами и внесены некоторые
изменения в схему звуковой сигнализации, что
позволило повысить надежность работы щита.
Размещенные внутри щита малогабаритные
клеммники типа КМ-10, не удовлетворявшие
требованиям, предъявляемым к взрывоопасным
помещениям, заменены клеммниками ЗКН и
ЗКП.
Для повышения безопасности обслуживания
щита в каждом выемном блоке предусмотрен
направляющий заземляющий штырь, который
входит в специальное гнездо каркаса щита
раньше, чем происходит соединение вилки с гнездом
штепсельного разъема.
Перечисленные изменения, внесенные в схемы
и конструкцию щита, позволили упростить его
изготовление, облегчить эксплуатацию,
повысить надежность работы и безопасность
обслуживания. Щит блочного типа последней модели,

в котором учтены указанные замечания,
экспонировался в Москве на выставке «Холод-72».
В настоящее время в связи с вводом нового
ОСТа на пыленепроницаемость щитов,
устанавливаемых в помещениях категории В1-6, в
конструкцию щита вносятся изменения,
направленные на улучшение плотности прилегания блоков
и панели, герметизацию вводов.
и
ш
Наружная поверхность
1 пог. м трубы, м2
Степень оребрения
Коэффициент наружного
оребрения
Число витков на 1 пог. м
Число петель в одном
витке
Масса 1 пог. м трубы, кг
0,224
5,5
3,9
201
52
0,75
0,1285
3,4
2,9
0,54
0,145
3,5
2,7
1,35
621.57.044.001.4
Конденсатор с петельно-проволочным
оребрением
Л. Ф. ПРОСКУРИН, Л. В. АНИСИН,
Тюменским заводом совместно с СКВ
Всесоюзного теплотехнического института им. Ф. Э.
Дзержинского спроектирован и изготовлен
экспериментальный образец кожухозмеевикового
конденсатора, теплопередающая поверхность
которого выполнена из тонкостенной медной
трубы с петельно-проволочным оребрением
(см. рисунок).
Для навивки медной проволоки на трубу были
созданы специальные навивочные станки АК-2М
и АК-5М (у второй модели скорость навивки
вдвое больше, чем у первой). Специальный
станок был изготовлен также для закрепления
проволочной спирали на трубе с помощью пайки.
Ниже приведены характеристики труб с
петельно-проволочным оребрением (I) и накатных
(II и III), применяемых в настоящее время:
и
ш
Исходный размер трубы,
мм
Наружный диаметр
трубы, мм
Шаг ребер (петель), мм
Высота ребер (петель), мм
15x1 16x1,5 20x3
На стенде Тюменского завода были
проведены сравнительные испытания
экспериментального конденсатора и конденсатора с
накатными трубами диаметром 20x3 мм в составе
серийно выпускаемого автономного
кондиционера КС-25. Холодильная установка работала на
фреоне-12 в режиме кондиционирования воздуха.
Температуры на входе в конденсатор: воды
24° С, фреона-12 70° С; на выходе из
конденсатора: воды 32° С, фреона-12 29° С. Температура
конденсации 34° С. Скорость воды в
экспериментальном конденсаторе 1,075 м/с, в
конденсаторе с накатными трубами—1,36 м/с.
Характеристики испытанных конденсаторов
приведены ниже:
Масса, кг
Число труб, шт.
Длина труб, мм
Диаметр корпуса, мл:
Коэффициент теплопередачи*
(отнесенный к внутренней
поверхности), ккалДч • м2 • °С)
Общая тепловая нагрузка
конденсатора, ккал/ч
Поверхность конденсатора,
м2
наружная (со стороны
фреона)
внутренняя (со стороны
воды)
Конденсатор
с накатными
трубами
210
70
980
325
1900
32500
10,1
2,88

Экспериментальный
конденсатор
95
56
720
273
3100
29800
9,05
1,65
25,0
5
5
16,6
1,18
1,2
21,2
2,0
2,05
* Коэффициент теплопередачи рассчитывали по формулам,
приведенным в кн.: Розенфельд Л. М., Ткачев А. Г.,
Гуревич Е. С. Примеры и расчеты холодильных машин и
аппаратов. М., Госторгиздат, 1960.
ShzSzzzzzzm i
Щь WWW
R0,5
Труба с петельно-проволочным оребрением (осевой разрез):
1 — петля; 2 — бандажная проЕолока диаметром 0,5 мм.

Испытаниями установлено, что применение
медных труб с петельно-проволочным оребре-
нием позволяет значительно интенсифицировать
процесс конденсации. Толщина пленки
конденсата на поверхности таких труб (и петель в том
числе) меньше, чем на поверхности накатных
труб, вследствие чего снижается термическое
сопротивление со стороны конденсирующегося
пара и повышается коэффициент теплопередачи
конденсатора.
КРИТИКА
И БИБЛИОГРАФИЯ
Новая книга о теплообменных аппаратах
Доктор техн. наук, проф. А. Г. ТКАЧЕВ,
канд. техн. наук О. П. ИВАНОВ,
канд. техн. наук А. М. МАСЛОВ
Ленинградский технологический институт
холодильной промышленности
Для пластинчатых теплообменных аппаратов
характерны компактность и интенсивность теплообмена,
простота разборки и сборки, высокая унификация узлов и
деталей (при коэффициенте унификации 0,9—0,92).
За последние 10—15 лет их стали широко применять
в различных отраслях промышленности. На предприятиях
молочной промышленности они являются основным
видом теплообменного оборудования.
В настоящее время в ЛТИХП совместно с УкрНИИ-
химмашем и ВНИИхолодмаыем ведутся работы по
внедрению пластинчатых и пластинчато-ребристых аппаратов
в холодильную технику.
В книге авторы обобщили большой разрозненный
материал по рассматриваемому вопросу и квалифицированно
изложили его, чему в большой степени способствовало то
обстоятельство, что они сами принимали участие в
создании первых советских пластинчатых аппаратов для
молочной и химической отраслей промышленности.
В рецензируемой книге подробно описаны конструкции
пластинчатых, пластинчато-ребристых и спиральных
теплообменников, их составных элементов, методы
исследования условий гидродинамики и теплообмена в аппаратах,
методика расчета. При этом значительное место отведено
рассмотрению аппаратов отечественных конструкций.
Приведены разработанные авторами методики исследования
Экспериментальный конденсатор во время
испытаний обеспечил нормальную работу
автономного кондиционера КС-25 с получением
характеристик кондиционера согласно
паспортным данным.
Габаритные размеры и масса конденсатора с
петельно-проволочным оребрением труб
значительно (масса на 54 %1) меньше, чем конденсатора,
которым комплектуется кондиционер КС-25,
расход цветного металла сократился на 69 %.
и расчета аппаратов, отличающиеся простотой и удобством
при практическом их использовании.
Отмечая хорошее изложение материала, его полноту и
новизну, следует обратить внимание на некоторые
неточности.
Так, на стр. 59 приведена фотография канальчатой
пластины фирмы «Бертуцци», применяемой на
консервных заводах, и указано, что каналы на ней фрезерованы.
На самом деле такие пластины штампуются из листа.
На рис. 89 (стр. 118) нет разъяснения, как
различаются параболы.
Как утверждают авторы (стр. 121), с помощью
поправки Зидера и Тейта можно корректировать величину
гидравлического сопротивления в зависимости от
направления теплового потока, хотя известно, что эта поправка
введена авторами в формулу для вычисления
коэффициента теплообмена.
На стр. 154 сказано, что формула A38) получена для
ламинарного течения жидкости в пластинчатом
аппарате. Однако следует сделать оговорку, поскольку область
применения этой формулы ограничена числами
Re*Pr -J- <^ 10, а численные значения
коэффициента пропорциональности и показателя степени несколько
отличаются от теоретических значений @,5 и 1
соответственно), по словам авторов формулы, возможно, из-за
некоторой неточности при эксперименте.
Рецензируемая книга представит большой интерес
для работников, занимающихся исследованием,
конструированием и проектированием холодильных установок,
в которых теплообменные аппараты составляют основную
часть.
Н. В. Барановский, Л. М. Коваленко, А. Р. Ястребенецкий. Пластинчатые
и спиральные теплообменники. М., «Машиностроение», 1973, 160 стр.г цена 1 р. 17 к.
48

КОНСУЛЬТАЦИЯ
62@17):621.56/.59
О применении проекта Государственного
стандарта «Единицы физических
величин» в холодильной технике
Доктор техн. наук, проф. А. А. ГОГОЛИН
Всесоюзный научно-исследовательский
институт холодильной промышленности
В. Д. ВАЙНШТЕЙН
Московский завод холодильного
оборудования «Компрессор»
В Советском Союзе разработан и подготовлен
к утверждению проект Государственного
общесоюзного стандарта «Единицы физических
величин». Внедрение нового стандарта устранит
множественность и несогласованность
применяемых единиц и обеспечит повсеместный
переход к правильно образованной и
взаимосвязанной совокупности единиц (на основе
Международной системы единиц—СИ), приведенной в
соответствие с международными рекомендациями
о единицах.
Государственный комитет стандартов Совета
Министров СССР обратился с письмом к
руководителям учреждений, предприятий, научно-
исследовательских и проектных институтов,
учебных заведений и издательств, в котором
рекомендовал применять проект стандарта до его
утверждения. Проект вместе с письмом
Комитета был опубликован в журнале «Измерительная
техника» № 2 за 1970 г. и выпущен отдельным
изданием тиражом 25 000 экз. Консультации
по применению проекта стандарта были
напечатаны в журнале «Измерительная техника» № 12
за 1971 г., № 1—5 и 7 за 1972 г.
Ниже кратко излагаются и поясняются
основные положения проекта стандарта (наиболее
существенные для холодильной техники) и
даются предложения авторов по практическому
применению единиц физических величин в этой
области техники.
Основные положения проекта стандарта
1. Применять следует в основном единицы СИ,
а также кратные и дольные от них.
Единицы СИ подразделяются на основные,
дополнительные и производные.
Основные и дополнительные единицы СИ
перечислены в табл. 1.
Наименование
величины
наименование
Т
Единица
обоз
|
русское
Основные единицы
Длина
Масса
Время
Сила
электрического тока

Термодинамическая температура
Количество
вещества
Сила света
метр
килограмм
секунда
ампер
кельвин
моль
кандела
Дополнительные
Плоский угол
Телесный угол
1 радиан
стерадиан
М
КГ
С
А
К
моль
кд
а б л и ца 1
1ачение

международное
m
kg
i
А
К
mol
cd
единицы
I РаД
ср
rad
sr
Производные единицы СИ образуются по
уравнениям связи между величинами,
выражающим соответствующие физические законы,
если в этих уравнениях коэффициент
пропорциональности принять равным единице. Если
при выполнении расчетов по таким уравнениям
все значения величин: выражать в единицах СИ,
то и результаты будут получаться в
единицах СИ.
В стандарте приведены производные единицы
важнейших величин, применяемых в
различных областях науки и техники. Для всех
приведенных единиц даны словесные определения.
Кратные и дольные единицы образуются
умножением единиц СИ на множитель 10", где
п — целое положительное или отрицательное
число. Наименования кратных и дольных от
единиц СИ образуются с помощью десятичных
приставок СИ, перечисленных в табл. 2.
Кратные и дольные единицы рекомендуется
применять для уменьшения количества цифр
в числовых значениях величин (например, 15 кВт
вместо 15 000 Вт). Приставки рекомендуется
выбирать так, чтобы числовое значение
величины находилось в пределах от 0,1 до 1000.
Для образования кратных и дольных единиц
допускается применять только одну приставку.
При образовании кратной или дольной единицы
от одной из основных единиц СИ — килограмма,
наименование которой уже содержит приставку,
новую приставку присоединяют к
наименованию «грамм», например, миллиграмм: 1 мг=
= 10-3г=10-6 кг.
2. Наравне с рассмотренными выше
единицами СИ, а также кратными и дольными от них,
стандарт допускает, при необходимости, при-
49

Таблица 2
Показатель
степени п у множи-
. «л
теля 10
12
9
6
3
2
1
—1
—2
—3
—6
—9
—12
— 15
—18

Наименование
тер а
гига
мега
кило
гекто
дека
деци
санти
МИЛЛИ
микро
нано
пико
фемто
атто
Приставка
обозна
русское
т
г
м
к
г
да
д
с
м
мк
н
п
ф
а
чение

международное
т
G
М
к
h
da
d
с
m
V
n
P
f
a
'Примечание. Приставки гекто, дека, деци, санти рекомендуется
•применять только в наименованиях кратных и дольных единиц,
уже получивших широкое распространение (например: гектар,
декалитр, дециметр, сантиметр).
менение следующих внесистемных единиц: для
массы — тонну (т); для площади — гектар (га);
для объема — литр (л); для плоского угла —
угловые градус (. . .°), минуту (. . .') и секунду
(..."); для времени — минуту (мин), час (ч)
и сутки (сут); для температуры— градус
Цельсия (°С). Допускается также использовать
сочетания этих единиц с единицами СИ и кратными
и дольными от них (например, кВт-ч, км/ч).
3. В стандарте указаны также единицы,
подлежащие постепенному изъятию из
применения, как например: килограмм-сила (кгс) и
калория (кал) и единицы, основанные на них
(кгс/см2, кгс/м2, ккал/(ч-м-°С) и др.); миллиметр
ртутного столба (мм рт. ст.), миллиметр
водяного столба (мм вод. ст.), бар (бар), лошадиная
сила (л. с). Такие единицы допускается
применять только дополнительно к единицам,
указанным выше (в пп. 1 и 2), т. е. в скобках, в
отдельной графе, на параллельной шкале графика или
диаграммы, в примечании или сноске и пр.
Самостоятельное применение указанных единиц
воспрещается. Так, допустимо указывать:
Q0=20 кВт A7 000 ккал/ч), но не допускается:
Qo-17 000 ккал/ч.
4. В наименования и обозначения единиц
внесен ряд изменений, из которых отметим
следующие:
обозначения единиц, названных в честь
ученых (ньютон, ватт, джоуль и др.) пишутся с
прописной буквы (Н, Вт, Дж);
все обозначения единиц пишутся прямым,
а не курсивным шрифтом;
50
обозначение секунды «сек» изменено на «с»;
для единицы термодинамической температуры
установлено наименование «кельвин» (вместо
прежнего «градус Кельвина») с обозначением К;
для разности температур вводятся для
применения единицы — кельвин (К) и градус
Цельсия (°С), вместо применявшейся
ранее—градус (град);
для единицы давления и механического
напряжения — ньютона на квадратный метр (Н/м2)
введено собственное наименование «паскаль»
(Па).
5. При написании обозначений производных
единиц в качестве знака умножения ставят
точку на средней линии, а в качестве знака
деления — косую черту, при этом обозначения
единиц помещают в строку, а произведение
обозначений единиц в знаменателе заключают в
скобки, например: Вт/(м2-К). Допускается также
применять горизонтальную черту и записывать
обозначение производных единиц в виде
произведения обозначений, возведенных в
положительные и отрицательные степени, например:
о гг или Вт-м^-К".
М • х\
Не допускается в обозначении производной
единицы применять более одной косой или
горизонтальной черты (например: Вт/м2/К).
6. Обозначения единиц не допускается
помещать в строку с формулами, выражающими
зависимости между величинами. Формулы
можно записывать следующим образом:
где gv — объемная холодопроизводительность, кДж/м3;
Яо — удельная холодопроизводительность
холодильного агента, кДж/кг;
vBC — удельный объем пара на всасывании в
компрессор, м3/кг
или:
Объемная холодопроизводительность, кДж/м3,
где <7о — удельная холодопроизводительность
холодильного агента, кДж/кг;
vBC — удельный объем пара на всасывании в
компрессор, м3/кг.
О применении единиц физических величин
При выполнении расчетов все величины, как
правило, следует выражать в единицах СИ
(табл. 3). Формулы, выражающие зависимости
между величинами, в этом случае весьма
просты, так как в них отсутствуют числовые
коэффициенты, определяемые выбором единиц
(табл. 4). Однако в некоторых формулах, если
удобно, можно использовать кратные и дольные

Таблица S
Величины, применяемые
в холодильной технике
Длина
Масса
Время
Термодинамическая температура,
разность температур
Сила тока
Частота вращения
Сила, вес
Давление, механическое напряжение
Плотность
Удельный объем
Поверхностное натяжение
Объемный расход
Массовый расход
Работа, энергия
Мощность
Удельная газовая постоянная
Динамическая вязкость
Кинематическая вязкость
Единицы СИ—обозначение 1
русское
М
КГ 1
с
к
А
С 1
Н
Па
кг/м3
м3/кг
Н/м
м3/с
кг/с
Дж
Вт
ДжДкг.К)
1
Па-с
м2/с

международное
m
kg
s
К
А
s-1
N
Ра
kg/m3
m3/kg
N/m
m3/s
kg/s
J
W
J/(kg-K)
Pa-s
m2/s
Единицы, отличающиеся от единиц СИ
обозначение
—
—
—
—
—
—
кгс
дин (дина)**
кгс/см2; ат
кгс/м2; мм вод. ст.
мм рт. ст.
бар
атм (физическая
атмосфера)
—
кгс/м
дин/см**
i —
—
кгс-м
кВт-ч
кгс • м/с
л. с. (лошадиная сила)
1 кгс-мДкг-К)
кгс • с/м2
П (пуаз)**
Ст (стоке)**
J сСт
значение в единицах СИ
—
—
—
—
—
—
9,806 65 Н (точно)
(я^9,8* Н)
10~6 Н (точно)
р»9,8-104 Па
я^9,8 Па
133,322 Па
105 Па (точно)
101 325 Па (точно)
л*9,8 Н/м
Ю-3 Н/м (точно)
—
—
я«9,8 Дж
3,6-10е Дж (точно)
^9,8 Вт
735,499 Вт
! ^9,8 ДжДкг.К)
^9,8 Па«с
0,1 Па-с (точно)
10—4 м2/с (точно)
| 10 м2/с (точно)
51

Продолжение
Величины, применяемые
в холодильной технике
Количество теплоты
Удельное количество теплоты,
удельная теплота фазового превращения,
удельная энтальпия и пр.
Удельная теплоемкость
Удельная энтропия
Тепловой поток, холодопроизводи-
тельность
Поверхностная плотность теплового
потока
Теплопроводность
Коэффициенты теплопередачи и
теплоотдачи
Единицы СИ—обозначение
русское
Дж
Дж/кг
ДжДкг-К)
Вт
Вт/м2
Вт/(м-К)
Вт/(м2-К)

международное
J
J/kg
J/(kg-K)
w
W/m2
W/(m-K)
W/(ma-K)
Единицы, отличающиеся от единиц СИ
обозначение
ккал
ккал/кг
ккал/(кг.°С)
ккалДкг • К)
ккал/ч
ккал/(ч-м2)
ккал/(ч-м-°С)
ккал/(ч-м2-°С)
значение в единицах СИ
4186,8 Дж (точно)
(я^4190 Дж)
4186,8 Дж/кг (точно)
4186,8 ДжДкг-К) (точно)
1,163 Вт (точно)
1,163 Вт/м2 (точно)
1,163 ВтДм-К) (точно)
1,163 Вт/(м2-К) (точно)
* Здесь и далее в таблице приближенному коэффициенту 9,8 соответствует точное значение 9,806 65.
** Единица системы СГС, допускаемой к применению в специальных разделах физики и астрономии.
от единиц СИ (в частности, если формула
выражает зависимость между однородными
величинами, как в примере, рассмотренном выше),
а также другие единицы, допускаемые
стандартом к применению наравне с единицами СИ.
Кратные и дольные от единиц СИ и другие
единицы, допускаемые к применению наравне с
единицами СИ, следует широко употреблять для
отдельных значений величин (не
взаимодействующих друг с другом), т. е. представляющих
результаты измерений или расчетов, в таблицах,
на графиках и пр.
Так, холодопроизводительность и мощность
в формулах следует, как правило, выражать в
единицах СИ — ваттах (Вт), а, например, в
каталогах — в киловаттах (кВт) и мегаваттах
(МВт).
Единицей времени в СИ является секунда (с),
однако для измерения более длительных
промежутков времени надо применять минуты (мин),
часы (ч), сутки (сут).
Удельную энтальпию в формулах
целесообразно выражать в джоулях на килограмм
(Дж/кг), а отдельные значения (в таблицах,
диаграммах) — в килоджоулях на килограмм
(к Дж/кг).
Для давления в формулах удобно
использовать единицу СИ — паскаль (Па), а для
отдельных значений давления — килопаскаль (кПа)
или мегапаскаль (МПа).
При расчетах теплопередачи динамическую
вязкость следует выражать в единицах СИ —
паскаль-секундах (Па-с), но отдельные
значения динамической вязкости парообразных
холодильных агентов целесообразно представлять
в микропаскаль-секундах (мкПа-с), в связи с
чем отпадет необходимость включать в числовое
значение множитель 10~6.
Температуру в технике умеренного холода
желательно измерять в градусах Цельсия (°С),
а в криогенной технике—в кельвинах (К).
Для термодинамической (абсолютной)
температуры кельвины применять обязательно,
например, при расчетах по уравнению Клапейрона и
в составе единиц газовой постоянной и
энтропии.
Кельвин как единица разности температур
удобен для производных единиц, например,
теплопроводности — Вт/(м-К). Но допустимо
применять также градусы Цельсия: Вт/(м-°С). Для
разности температур градус Цельсия и Кельвин
равны между собой.
Числовые значения объемного расхода и
объема, описываемого в единицу времени поршнями
холодильного компрессора, в единицах СИ —
кубических метрах в секунду (м3/с) — обычно
52

Таблица 4
с
"и
1
Вид некоторых формул, распространенных в холодильной технике,
при выражении величин в единицах,
отличающихся от единиц СИ
при выражении величин в единицах СИ
Удельная работа, затрачиваемая при адиабатическом сжатии холодильного агента,
н—ч
в кгс-м/кг: /аД.-=—j~,
в Дж/кг: /ад = i2 — it,
где i\ и t2 — удельная энтальпия в начале и в конце сжатия,
ккал/кг;
А — термический эквивалент работы,
ккал/(кгс • м)
Дж/кг.
Мощность, требуемая для адиабатического сжатия,
(?а*Л/ад |
в кВт: N&JX = —ggQ—, j в Вт: #ад = Са./ад,
где Ga — массовая производительность компрессора,
кг/ч. I кг/с.
Объемный расход
в м3/ч: У = 3600ш/, | вм3/с:У = ш/,
где / — площадь проходного сечения, м2;
w — скорость движения жидкости, м/с.
в кВт: Ni =
Индикаторная мощность компрессора
PtVh
36,72 »
в Вт: #, = р.у*,
где р/—среднее индикаторное давление,
кгс/см2;
l//i — часовой
Па;
VK — секундный
объем, описываемый поршнями компрессора,
м3/ч. 1 м3/с.
5
Теоретическая мощность насоса
в кВт: ^н== зб,72 »
в Вт: NH = VH Лрн,
где Ун — подача насоса,
м3/ч; [ м3/с;
Дрн — перепад давлений в насосе,
кгс/см2. 1 Па.
Дроссельная потеря давления
w2 **
в кгс/см2: Др==?у-^Г »
в Па: Др = ?р-^-,
где g — коэффициент сопротивления;
у — удельный вес, кгс/м3; | р — плотность, кг/м3;
w — скорость движения жидкости, м/с;
g—ускорение свободного падения, м/с2. I
И

Продолжение
"к*
7
8
Вид некоторых формул, распространенных в холодильной технике,
при выражении величин в единицах,
отличающихся от единиц СИ
при выражении величин в единицах СИ
Число Прандтля
3600т)#ср
Рг- х '
где Y] — динамическая вязкость,
кгс-с/м2; | Па-с;
Ср — удельная теплоемкость,
кка л/(кгс • °С) * * | Дж/(кг • К);
X — теплопроводность,
ккал/(ч-м-°С). | ВтДм-К)
Скорость звука в идеальном газе, м/с,
а = УщЯТ = y>tgpv, | a = yxRT = yxpv,
где к — показатель адиабаты;
R — удельная газовая постоянная,
кгс-м/(кгс-К)**; | Дж/(кг-К);
Т — температура, К;
р — давление,
кгс/м2; | Па;
v — удельный объем,
м3/кгс**; 1 м3/кг.
Коэффициент теплоотдачи при конденсации (формула Нуссельта)
в ккал/(ч-м2-°С):
4 r 3600rv2X3 '
а = Су
т]9/
в Bt/(m2-K):
4/
а~су ш '
где С — безразмерный коэффициент;
г — удельная теплота парообразования,
ккал/кгс*
Дж/кг;
7, р — см. формулу F);
Я, т] — см. формулу G);
9 — температурный напор, °С;
/ — линейный размер, м.
* Индекс h (час) заменен на к (компрессор). Индекс s (секунда) применить было бы
нецелесообразно, так как он не содержал бы информации (при расчетах в единицах СИ любой
расход относят к секунде).
** Формула или физическая величина с искажением физического смысла (см. пояснения
в тексте).
выражают десятичной дробью с несколькими
нулями после запятой. Часто такие величины
выражают в кубических метрах в час (м3/ч),
что допускается стандартом. Однако для
облегчения перевода в числовые значения с единица-
*
Для характеристики энергетической
эффективности холодильных циклов и машин при
использовании единиц СИ вместо удельной хо-
ми СИ следует рекомендовать указывать их (на- лодопроизводительности КУ представляющей
пример, в каталогах) в литрах в секунду (л/с), собой отношение холодопроизводительности в.
54

жкал/ч к потребляемой мощности в кВт и
измеряемой в ккал/(кВт-ч), следует применять
безразмерное отношение холодопроизводительности
к мощности — холодильный коэффициент 8. В
зависимости от того, с какой мощностью
сравнивают холодопроизводительность, холодильный
коэффициент может быть адиабатическим еад,
индикаторным ef, эффективным ге и пр.
В обозначения единиц физических величин
нельзя вводить характеристики условий
измерения или определения. Бывает абсолютное или
избыточное давление,
холодопроизводительность при стандартных условиях, но не
существуют абсолютные или избыточные атмосферы,
стандартные килокалории и т. д. При
необходимости указаний условий измерения или
определения записи могут быть такими: давление
абсолютное 12,5 кПа, Ризб^ЗО кПа,
холодопроизводительность Qoct^ISO кВт, объем при
нормальных условиях 2,6 м3, УноРм~2,6м3 и т. д.
При переводе числовых значений величин из
одних единиц в другие надо сохранять
первоначальную точность, при этом в окончательном
результате (после округления) получится
примерно столько же значащих цифр, сколько в
исходном числе. Так, холодопроизводительность
970 ккал/ч (точность равна (980—970) : 970-
=0,0103я^1 %) заменяют на 1,13 кВт (точность
1,1 %0, а не на 1,1 кВт (точность ^10 %);
условное давление 16 кгс/см2 — на 1,6 МПа, а не на
1,57 МПа.
Следует правильно применять понятия «вес»
и «масса».
Вес — это сила, с которой тело действует на
опору или подвеску. Вес тела зависит от его
местонахождения, а также от ускорения, с
которым движется тело. Вес неподвижного тела
массой 1 кг на экваторе Земли на 50 мН E гс)
меньше, чем на полюсе, а на высоте 10 км на
30 мН C гс) меньше, чем на уровне моря. Вес
тела в кабине свободно падающего лифта или
внутри искусственного спутника Земли,
двигающегося с выключенными двигателями, равен
нулю (тело невесомо). Масса же тела от
указанных факторов не зависит. Поэтому для
характеристики тел и веществ следует применять
массу, а не вес, и соответствующие производные
величины, основанные на массе, например
плотность (а не удельный вес), массовую
концентрацию (а не весовую), массовый расход (а не
весовой).
Вследствие смешения понятий «вес» и «масса»
в формулах часто допускались искажения
физического смысла (см. формулы F)—(9) в табл. 4
слева).
Так, в формуле F) постоянная величина —
плотность р — заменена отношением двух
переменных величин — удельного веса у и
ускорения свободного падения g. При невесомости это
отношение обращается в неопределенность-х-,
хотя плотность р и потеря давления Др те же,
что и при наличии веса и прочих равных
условиях.
В формулах G) и (8) удельные величины —
газовая постоянная R, объем v и теплоемкость
ср — ошибочно отнесены к килограмм-силе.
В действительности R следует выражать в
кгс-м/(кг-К), v— в м3/кг и ср—в ккал/(кг-°С),
т. е. относить к единице массы. Буква g в этих
формулах представляет собой не ускорение
свободного падения (число Прандтля и скорость
звука определяются только физическими
свойствами газа), а коэффициент перевода единиц
силы (ньютон в килограмм-силы), который
равен 9,80665 (точно). В отличие от ускорения
свободного падения этот коэффициент является
постоянной величиной. Необходимость его
введения обусловлена тем, что в одной и той же
формуле применяются единицы из разных
систем: сила измеряется в кгс (система МКГСС),
а масса в кг (система МКС). При пользовании
единицами СИ коэффициент перевода единиц
отсутствует (см. те же формулы в табл. 4 справа).
В формуле (9) коэффициент перевода единиц
силы сокращен с ускорением свободного
падения, что исказило физический смысл формулы.
В действительности коэффициент теплоотдачи
при конденсации зависит от ускорения
свободного падения, которое влияет на интенсивность
стекания пленки конденсата. При пользовании
старыми единицами в числитель подкоренного
выражения формулы (9) необходимо ввести g
(ускорение свободного падения); удельный
вес у, кгс/м3, заменить на плотность р, кг/м3;
удельную теплоту парообразования г выражать
в ккал/кг, а динамическую вязкость г\ — в Па • с
[ранее для этой единицы применяли обозначение
кг/(м-с)].
04
55

ХРОНИКА
Организация Научного совета по вопросам председателем научного совета ут-
vfMwnnuuitnji mmj inviv vvvviu iiv uviijivvuin вержден министр мясной и молочной
производства и применения искусственного промышленности ссср с. ф. анТ0-
УППППЯ Заместителями председателя На-
ЛиЛиДй учного совета назначены кандидат
технических наук А. Н. Богатырев,
Постановлением Государственного вование процессов холодильной об- доктор технических наук, профессор
Комитета Совета Министров СССР работки и способов консервирования н. А. Головкин, инж. П. Г. Деев, док-
по науке и технике организован На- пиЩевы* продуктов с применением хо- тор технических наук В.Ф.Лебедев.
* т-г лода, Ученым секретарем совета утверждена
учныи совет по проблеме «Производство -повышение эффективности хо- кандидат технических наук Л. В. Ку-
и применение искусственного холода лодильных машин, аппаратов и систем ликовская.
в отраслях пищевой промышленности, кондиционирования воздуха;
торговле, сельском хозяйстве и на — совершенствование конструк- В состав членов совета входят уче-
транспорте». ций холодильников, систем охлажде- ные и специалисты отраслей пищевой
К ведению Научного совета от- ния, средств автоматики и измеритель- промышленности, холодильного ма-
несены следующие основные вопросы ной техники, механизации и автома- шиностроения, торговли, сельского хо-
развития науки и техники в области тизации погрузочно-разгрузочных ра- зяйства и транспорта, всего 42 че-
производства и применения искус- бот; ловека.
ственного холода в отраслях пищевой — развитие и совершенствование Деятельность вновь созданного На-
промышленности, торговле, сельском холодильных транспортных средств на учного совета будет систематически
хозяйстве и на транспорте: железнодорожном, автомобильном, воз- освещаться на страницах журнала
— интенсификация и совершенст- душном и водном транспорте. «Холодильная техника».
картофеля, овощей и фруктов
Совещание по проблеме хранения ческие исследования по проблеме,
^ г г медленно и на низком уровне ведется
экспериментальное строительство,
недостаточными темпами осуществляются
работы по созданию нового
оборудования и организации его серийного
С 14 по 16 ноября 1973 г. в г. Орле Гипронисельпрома — и ведущих ис- производства.
проходило расширенное заседание сек- полнителей и соисполнителей — ин- Секция приняла решение, в кото-
ции «Биохимия и технология хране- ститута биохимии им. А. Н. Баха ром нашли отражение конкретные ме-
ния сочного растительного сырья» АН СССР, ВНИИЭТсистем, ВНИИ- роприятия по дальнейшему расши-
Научного совета по проблеме «Интен- торгмаша, ВНИИхолодмаша, ВНИХИ рению исследований по проблеме и
сификация биохимических и физи- и др.— по изучению биохимической развитию творческого сотрудничества
ческих процессов производства, по- природы устойчивости картофеля, ово- различных организаций,
вышение пищевой полноценности про- щей и фруктов; изучению оптималь- Так, секция считает целесообраз-
дуктов питания» Государственного ко- ных режимов (температура и состав ным поручить функции ведущих ис-
митета Совета Министров СССР по газовых сред) и способов хранения полнителей по разделу «Разработка
науке и технике. (активное вентилирование, в контей- систем машин для комплексной ме-
На секции было рассмотрено со- нерах и др.); созданию систем машин ханизации работ по приему, после-
стояние выполнения научно-исследова- для механизации трудоемких процес- уборочной и предпольной обработке
тельских, конструкторских и проект- сов, отопительно-вентиляционногообо- картофеля и овощей»—Всесоюзному
ных работ по внедрению в промыш- рудования, генераторов газовых сред институту сельскохозяйственного ма-
ленную практику прогрессивных ме- и систем автоматики; определению шиностроения; по разделу «Специали-
тодов хранения картофеля, овощей и эффективных объемно-планировочных зированные приточные вентиляцион-
фруктов и дальнейшему их совер- и конструктивных решений зданий ные камеры»— Гипронисельпрому и
шенствованию. хранилищ и т. д. ВНИИконвентмашу; по разделу «Си-
В соответствии с основными на- Секция отметила, что проведение стемы автоматического регулирования
правлениями работ в области хране- комплексных работ силами нескольких и контроля режимов хранения в ох-
ния картофеля, овощей и фруктов институтов способствует успешному лаждаемых хранилищах с кондицио-
на секции были заслушаны и обсуж- их выполнению и повышению мето- нированием воздуха и в регулиру-
дены доклады представителей голов- дического уровня исследований. Вмес- емой газовой среде»— СКБ «При-
ной координирующей организации — те с тем слабо развернуты экономи- бор» и т. д.
56

новости
ИНОСТРАННОЙ ТЕХНИКИ
621.565.5:656.073.235
Автономные и централизованные
системы охлаждения рефрижераторных
контейнеров
Доктор техн. наук В. Ф. ЛЕБЕДЕВ, канд.
техн. наук А. М. ХЕЛЕМСКИЙ,
доктор техн. наук В. Б. ЯКОБСОН
Всесоюзный научно-исследовательский
институт холодильной промышленности
Большегрузные рефрижераторные контейнеры
применяют в смешанных перевозках автомобильным,
железнодорожным и водным транспортом, поэтому, как правило,
они должны иметь автономные системы охлаждения и
энергопитания. Автономная системаfохлаждения обычно
состоит из фреоновой холодильной!машины, а система
энергопитания — из дизель-генераторной установки.
При перевозках больших партий контейнеров на
судах или железнодорожных платформах, объединенных в
составы, а также при их расположении на портовых или
контейнерных пунктах, когда требуется одновременное
охлаждение большого числа контейнеров, целесообразно
применять централизованные системы охлаждения, более
экономичные и удобные в эксплуатации. Так,
возможность присоединения к общей электрической сети
устраняет необходимость в работе!дизель-генератора. Кроме
того, можно отказаться от перевозки автономных
холодильных машин, что значительно сокращает
транспортные расходы и повышает полезную грузоподъемность
контейнеров. Однако демонтаж автономных машин перед
погрузкой на суда и подключением к централизованной
системе охлаждения и монтаж после разгрузки весьма
усложняет эксплуатацию.
В тех случаях, когда контейнеры основное время
находятся на борту судна и охлаждаются централизованно,
а все остальные этапы перевозки занимают
непродолжительное время, удобно использовать изотермические
контейнеры — без холодильной машины.
В зарубежной практике встречаются все рассмотренные
варианты.
В связи с разнообразием условий, возникающих при
смешанных перевозках, применяются различные типы
рефрижераторных контейнеров и схемы использования
холодильных машин.
При перевозке охлажденных продуктов в зимнее
время рефрижераторный контейнер необходимо обогревать,
поэтому его ^ обычно оборудуют холодильно-нагреватель-
ной машиной (в дальнейшем для краткости холодильно-
нагревательную машину будем называть холодильной
машиной).
В статье рассматриваются системы охлаждения
контейнеров массой брутто 20 т.
Контейнеры с дизель-генераторной установкой
При транспортировке рефрижераторных контейнеров
наземными видами транспорта — автомобильным и
железнодорожным — наибольшее распространение нашли
подвесные холодильные машины с индивидуальным источ-
Рис. 1. Контейнер со съемными холодильной машиной и
дизель-генераторной установкой.
ником энергоснабжения. Холодильная машина
размещается в машинном отделении рефрижераторного контейнера
в верхней части, а дизель-генераторная установка — в
нижней (рис. 1).
Объем машинного отделения 2,8—3,0 м3 A1—12%
объема контейнера), глубина 600—650 мм. Контейнер
может эксплуатироваться автономно. На контейнерных
площадках, как правило, дизель-генератор выключается,
а контейнер снабжается электроэнергией от внешних
источников. Контейнеры такого типа производит ряд
зарубежных фирм: «Конкарго», «Ниссин», «ИВТ», «Финсам»
и др.
Необходимый температурный режим в контейнерах,
транспортируемых на судах, обеспечивается по-разному.
При размещении в неохлаждаемых трюмах или на палубах
охлаждение (подогрев) воздуха в контейнерах
осуществляется автономной холодильной машиной при
централизованном электроснабжении. Охлаждаются контейнеры
при перевозке их в трюмах с регулируемой температурой
с помощью централизованной судовой установки.
Если контейнеры размещены на палубах, охлаждение
их может осуществляться также от специальной групповой
холодильной машины (см. ниже) с электроснабжением от
судовой установки.
Следовательно, при перевозках водным транспортом
необходимость в индивидуальной дизель-генераторной
установке отпадает. В случае использования при водных
перевозках контейнера рассмотренного типа перевозка
дополнительного груза (дизель-генератора) снижает
полезную емкость контейнера. Дизель-генератор можно
снять в пункте отправления и смонтировать в пункте
назначения. Однако это, помимо организационных
трудностей, связано с определенными трудозатратами.
Контейнеры со встроенной холодильной машиной
(интегральный тип)
В указанных контейнерах дизель-генератор отсутствует
(рис. 2), поэтому глубина машинного отделения
уменьшается до 350—400 мм. Это позволило повысить полезную
емкость контейнера и его полезную загрузку.
Снабжение электроэнергией на судах и контейнерных
площадках осуществляется централизованно, на
автотранспорте — от дизель-генератора, размещающегося на
раме полуприцепа. На железнодорожном транспорте
применяют либо централизованную установку —
групповой дизель-генераторный контейнер, либо
индивидуальные дизель-генераторы, размещающиеся на
железнодорожных платформах.
Комплексная эксплуатация контейнеров данного типа
сложнее, требует четкой организации дела и специальных
транспортных средств, снабженных дизель-генераторами,
хотя в целом такая система экономичнее и дает возмож-
57

Рис. 4. Изотермический контейнер.
Рис. 2. Контейнер со встроенной холодильной машиной
(дизель-генератор отсутствует).
ность использовать меньшее количество энергетических
установок при том же объеме перевозок.
Такого типа контейнеры находят наибольшее
применение на постоянных транспортных линиях, при
коротких простоях в пунктах погрузки и разгрузки.
Контейнеры со съемной холодильной машиной
На сравнительно коротких маршрутах при небольшой
разности температур наружного и внутреннего воздуха
скоропортящиеся продукты перевозят в контейнерах со
съемной холодильной машиной (рис. 3). По конструкции
она близка к встроенной, но может быть легко установлена
или демонтирована. Контейнер без холодильной машины
может использоваться как изотермический, а также для
транспортировки нескоропортящихся пищевых продуктов
или других грузов.
Рис. 3. Контейнер со съемной холодильной машиной
(дизель-генератор отсутствует).
В настоящее время созданы изотермические
контейнеры специального типа (рис. 4), которые могут
охлаждаться от индивидуальных или групповых холодильных
машин. Контейнеры имеют в торцевой стенке два
отверстия диаметром 250 мм для подсоединения их к этим
машинам с помощью быстродействующих затворов.
Индивидуальная прицепная машина навешивается на
торцевую стенку контейнера и закрепляется за^его фи-
Рис. 5. Индивидуальная прицепная холодильная машина.
тинги (рис. 5). При этом воздухоохладитель герметично
соединяется с контейнером. Машина выходит за габариты
контейнера по длине приблизительно на 500 мм.
Энергоснабжение осуществляется от внешних источников тока.
На судах-контейнеровозах при перевозке в трюмах
охлаждение (обогрев) контейнеров осуществляется от
централизованных судовых холодильных установок путем
присоединения контейнеров к их воздуховодам.
Контейнеры, располагаемые на палубе, охлаждаются
(обогреваются) от групповых или индивидуальных
прицепных холодильных машин.
Групповые холодильные машины
В зависимости от контейнерооборота используются
различные групповые холодильные машины.
Групповая холодильная машина фирмы «Гренко»
(Голландия) обслуживает до 22 контейнеров массой
брутто 20 т (рис. 6). Машинное отделение размещается в
контейнере с размерами, соответствующими типу 1 С (по
ИСО), а воздуховоды — в контейнерах той же длины и
высоты, но вдвое меньшей ширины. Длина воздуховодов
кратна размеру контейнера, но не превышает размера
трех контейнеров. Воздуховоды, как и контейнеры, имеют
устройства для быстрого и герметичного соединения их.
58

b d Ь jj $
b__d h ri h, ri h rl h ri h n h rl b d h n h li tx_d b.
Рис. б. Групповая холодильная машина:
/ — контейнер для продуктов; 2 — контейнер с машинным
оборудованием; 3 — контейнер-воздуховод.
между собой, с холодильной машиной и контейнерами.
Стенки воздуховодов теплоизолированы.
Контейнеры для холодильного оборудования имеют
стандартные угловые фитинги, что позволяет перевозить
их на тех же транспортных средствах, что и
большегрузные контейнеры.
В контейнере с машинным оборудованием
размещаются компрессоры, конденсаторы, воздухоохладители,
приборы и щиты управления (рис. 7). Холодильный
агент — фреон-502. Для обеспечения широких пределов
регулирования установлены четыре бессальниковых
компрессора, каждый с двумя компрессорными группами и
одним общим электродвигателем. В торцах контейнера
расположены два воздухоохладителя. Охлажденный
(подогретый) воздух циркулирует с помощью центробежных
вентиляторов. Испаритель оттаивается автоматически
электронагревателями. Эти же нагреватели, как и в
обычных контейнерных холодильных машинах, используются
для подогрева воздуха при перевозке охлажденных
грузов в зимнее время.
Конденсаторы охлаждаются четырьмя осевыми
вентиляторами, которые одновременно охлаждают и машинное
отделение.
VZZZZZZZZZZZZ
YZZZZZZZZZZZA
^^?^g
'/////////777,
Рис. 7. Контейнер с машинным оборудованием:
1 — компрессор; 2 — маслоотделитель; 3 — конденсатор; 4 —
регулирующий вентиль; 5 — осевой вентилятор; 6 —
центробежный вентилятор; 7 — воздухоохладитель; 8 — входная дверь.
Рис. 8. Холодильная установка башенного типа.
Холодопроизводительность машины достаточна для
обслуживания 22 контейнеров в тропических условиях
(при этом теплоприток в контейнер может достигать
23 ккал/(ч-м2). С ее помощью в контейнерах
поддерживается температура от 8 до —25° С. Потребляемая
мощность в режиме замораживания 65 кВт, в режиме
охлаждения 75 кВт.
Холодильная машина полностью автоматизирована.
Она легко транспортируется и монтируется и может
использоваться как на контейнерных площадках (на
транспорте), так и на пищевых предприятиях в периоды их
максимальной загрузки для кратковременного хранения
пищевых продуктов.
Для контейнерных площадок с небольшим контейнеро-
оборотом фирмой «Гренко» предложены автоматические
машины башенного типа (рис. 8), предназначенные для
охлаждения двух контейнеров. Холодильный агент —
фреон-12. Холодопроизводительность установки
3500 ккал/ч при температуре воздуха в контейнере — 18
и наружного воздуха 40° С. Испаритель оттаивается
электронагревателями мощностью 7 кВт. При обогреве
контейнеров производительность установки 6250 ккал/ч.
Размеры установки 2311X 1829Х 1829 мм, масса 1429 кг.
Максимальная потребляемая электрическая мощность
10,5 кВт.
Установки располагаются в два яруса и могут
обслуживать контейнеры, также размещенные в два яруса.
Как сообщает фирма, применение групповых машин на
контейнерных площадках позволяет снизить
трудозатраты, эксплуатационные расходы (особенно когда на
площадке находится 300—400 контейнеров) и, кроме того,
уровень шума.
Фирма «Имейл» рекомендует на постоянных
маршрутах транспортировки грузов без простоя в пути
использовать контейнеры со встроенными машинами, на часто
меняющихся маршрутах — со съемными машинами, а на
контейнерных площадках — групповые холодильные
машины.
59

СПРАВОЧНЫЙ ОТДЕЛ
621.512:621.81@83.74)
Нормативы расхода и ремонтные комплекты запасных частей
к поршневым компрессорам холодильных машин*
Э. М. БЕЖАНИШВИЛИ, П. И. ЕРМАКОВА,
М. П. КАШКИН
ВНИИхолодмаш
Приведенные в табл. 11 и 12 среднегодовые 3000 ч; срока амортизации 10 лет; структуры
нормы расхода запасных частей к компрессорам ремонтного цикла: ресурс до списания 30 000 ч>
ФВ6, ФУ12 и ФУУ25 (с синхронной частотой ресурс до среднего ремонта 10 000 ч, межре-
вращения 1500 об/мин) рассчитаны исходя из монтный период 5000 ч, межосмотровый период
среднегодовой наработки компрессоров 2500— 2500 ч.
Таблица 11
Среднегодовые нормы расхода сменных деталей и ремонтные комплекты запасных частей
• для фреоновых сальниковых компрессоров ФВ6 и ФУ12
(Мелитопольский завод холодильного машиностроения им. 30-летия ВЛКСМ)
с
%
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
Наименование детали
Блок цилиндров
Стекло смотровое
Прокладка
Прокладка
Прокладка
Прокладка
Прокладка
Сухарь
Вал коленчатый
Вал коленчатый
Крышка картера
Стакан
Болт противовеса
Плита
Пластина
Пружина
Пружина
Пластина
Плита
Номер чертежа
детали
8Г39-0101-26
2ФВ6, 5-01-13
ФВб-01-21
8Г39-0101-25
8Г39-0101-44
8Г39-0101-45
ФУ12-00-05а
2ФВ6, 5-01-16
ФУ8-07-01а
2ФВ6, 5-07-01а
2ФВ6, 5-01-02
ФУ8-07-02
ФУУ25БС1-07-04
8Г39-0101-27а
8Г39-0101-31
8Г39-0101-36
8Г39-0101-34
ФУУ80р-Ц41-096
8Г39-Ц0101-27а
° 1
ее •
л ***
о .
5 « м
О н С
Н си О
и их
13—50
0—15
0—13
0—06
0—06
0-06
0—28
0—22
17—30
7—40
2—40
3—80
0-50
5—50
0—01
0—04
0—04
0—05
7—70
Числе
> дета-
лей на один
компрессор,
шт.
ФВ6
1
1
1
1
1
1
—
1
—
1
1
—
—
1
8
4
4
4
1
ФУ12
2
2
2
2
2
2
1
1
—
—
1
4
2
16
8
8
8
2
SS2*
2-Й SJ SJ.
5§|^
°* - ? о
ВС я ^ и
ecsog
ии5«Э
0,01
0,01
0,08
0,1
0,4
0,4
0,5
0,1
0,03
0,03
0,01
0,01
0,01
0,05
0,5
0,17
0,13
0,45
0,05
СО
X
о
2
О)
Он
ее
s
CQ
—
—
—
м
с
м
с
м
с
с
—
—
—
—
—
—
м
с
м
с
м
с
м
с
Ремонтные
комплекты,
шт.
ФВ6
—
—
—
1
1
1
1
—
0,5
—
—
—
—
—
—
8
8
1
4
1
4
4
4
ФУ12
—
—
—
2
2
2
2
1
1
0,5
—
—
—
—
—
—
16
16
2
8
2
8
8
8
* Продолжение. Начало см. «Холодильная техника», 1973, № 8, 11, 12; 1974, № 1.
60

Продолжение
с
?
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
45
46
47
48
Наименование детали
Пружина
Пружина (буферная)
Направляющая клапана
Втулка
Седло
Пластина
Кольцо графитовое
Кольцо графитовое (правое)
Кольцо графитовое (левое)
Кольцо установочное
Кольцо установочное
Кольцо упорное
Кольцо упорное
Пружина
Пружина
Прокладка диаметром 36x30x1 мм
Прокладка диаметром 46x39x1 мм
Корпус насоса (правого вращения)
Корпус насоса (левого вращения)
Вал ведущий
Ось ведомой шестерни
Шестерня ведомая
Шестерня ведущая
Фланец
Прокладка
Набивка
Набивка
Золотник
Кольцо стопорное
Номер чертежа
детали
ФУУ80р-Ц41-07а
ФУУ80р-Ц41-05б
ФУУ80р-Ц41-08в
ФУУ80р-Ц41-06б
8Г39-Ц0101-286
8Г39-Ц0101-31
ФВ6-29-03
ФУ8-29-03
ФУ8-29-06
2ФВ6, 5-07-03
ФУ8-29-07
ФВ6-29-02
ФУ8-29-05
ФВ6-29-04
ФУ8-29-04
—
—
ФУ12-66-03а
ФУ12-66-036
ФУ8-66-06
ФУ8-66-07
ФУ8-66-08
ФУ8-66-04
ФУ8-66-01а
ФУ8-66-02а
8Г39-0101-84а
ФУ8-66-14
ФВ6-010
ФВ6-20-01
«
° 1
°\6
г, >*
fiS
гоимос
*тали,
эп.
и «*
0—09
0—14
0—12
0—11
0—90
0—05
0—95
1—35
1—50
0—06
0—10
0—55
0—85
0—12
0—04
0—10
0—01
5—40
5—40
0—30
0—12
1—25
1—25
2—70
0—02
0—01
0—01
1—05
0—02
Число
дета-
лей на один
компрессор,
шт.
ФВ6
4
4
4
4
2
8
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
2
4
ФУ12
8
8
8
8
4
16
—
1
1
—
2
—
2
—
1
—
2
1
8
5
4
8
^
5Si*
?с*?2
о х v <и
о & ~
реднеп
эрма р
ю отнс
одной
IT.
и кс« а
0,17
0,17
0,13
0,11
0,05
0,45
0,1
0,1
0,1
0,1
0,1
0,05
0,05
0,2
0,2
0,38
0,38
0,06
0,06
0,06
0,06
0,06
0,06
0,06
0,2
0,3
0,1
0,1
0,1
а
X
о
ид pew
«
м
Q
м
с
м
с
м
с
с
м
с
с
с
с
с
с
с
с
с
с
м
с
м
с
—
—
—
—
—
—
с
м
с
с
с
с
Ремонтные
комплекты,
ШТ.
ФВ6
1
4
1
4
1
2
1
2
1
8
8
1
—
—
1
—
0,5
—
1
—
1
1
—
—
—
—
—
—
4
4
—
1
2
ФУ 12
2
з
2
8
2
4
2
4
2
16
16
—
1
1
—
2
^-
1
—
1
—
2
2
—
—
—
—
—
—
1
8
8
5
2
4
ПОКУПНЫЕ ДЕТАЛИ И КОМПЛЕКТУЮЩИЕ ИЗДЕЛИЯ
Шарикоподшипник № 307
(ГОСТ 8338-57)
Роликоподшипник № 42207
(ГОСТ 8338—57)
Кольцо поршневое компрессионное
Кольцо поршневое маслосъемное
Поршень
Палец поршневой
Втулка верхней головки шатуна
Болт шатуна
Гайка шатунного болта
400-1004030р
400-1004035р
400-1004015
401-1004020
401-1004052
400-1004062
400-1004064
—
—
—
—
—
—
—
—
1
1
4
2
2
2
2
4
4
1
1
8
4
4
4
4
8
8
0,02
0,02
0,15
0,15
0,03
0,1
0,1
0,03
0,03
—
С
с
—
с
с
—
—
— 1
4
2
—
2
2
—
—
Примечания. 1. Детали 14—17 заказываются для компрессоров, выпущенных до 1971 г.
2. Детали 18—25 изготавливаются централизованно заводом «Венибе».
3. Покупные детали и комплектующие изделия изготовляются заводами привлеченных министерств
и ведомств и Мелитопольским заводом холодильного машиностроения не поставляются.

Таблица 12
Среднегодовые нормы расхода сменных деталей и ремонтные комплекты запасных частей для фреонового
компрессора ФУУ25 (Мелитопольский завод холодильного машиностроения им. 30-летия ВЛКСМ)
"с"
*
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
Наименование детали
Гильза
Стекло смотровое
Прокладка под смотровое стекло
Прокладка
Прокладка
Прокладка
Шатун в сборе
Шатун в сборе
Вал коленчатый
Корпус роликоподшипника
Подшипник ложный
Болт противовеса
Втулка верхней головки шатуна
Вкладыш шатуна
Болт шатуна
Пружина
Пружина
Плита
Пластина
Пластина
Пружина
Пружина (буферная)
Направляющая клапана
Втулка
Седло
Кольцо графитовое
Кольцо установочное
Кольцо упорное
Пружина
Прокладка диаметром 56x48x1 мм
Корпус
Крышка насоса
Вал ведущий
Ось ведомой шестерни
Шестерня ведомая
Шестерня ведущая
Шестерня
Кольцо
Клапан
Клапан
Кольцо стопорное
Крышка сальника
Номер чертежа детали
ФУУ25БС1-01-02
8Г39-010Ы9
ФУ12БС-01-03
ФУУБС25-00-06Б
ФУУБС25-00-056
ФУУБС25-0676
ФУУ25БС1-20-01/00
ФУУ25БС1-20-01/00а
ФУУ25-011
ФУУ25БС1-07-086
ФУУ25БС1-09-00
ФУУ25БС1-07-04
ФУУ25БС1-20-01/05а
ФУУ25БС1-20-00/07
ФУУ25БС1-20-01/06
8Г39-0101-36
8Г39-0101-34
ФУУБС25-Ц121а
8Г39-Ц0101-31
ФУУ80р-Ц41-09б
ФУУ80р-Ц41-07а
ФУУ80р-Ц41-056
ФУУ80р-Ц41-08в
ФУУ80р-Ц41-066
8Г39-Ц0101-286
ФУУ25-036
4ФУ10-29М-05
ФУУ25-035
4ФУ10-29М-04
—
ФУУБС25-149а
ФУУ25БС1-66-01в
ФУУ25БС1-66-06В
ФУ8-66-07
ФУ8-66-08
ФУ8-66-04
ФУУ25БС1-66-04в
ФУУ25БС1-73-08а
ФУУ25-73-04а
ФУУ25БС-1-75-03
ФВ6-20-01
ФУУ25-021
«а
К 1
о •
н о,
о „
о и с
ичк
4—90
1-15
0—25
0-17
0—15
0—34
18—10
18—10
36—50
7—00
4—75
0—50
1—10
0—44
0—70
0—04
0—04
7—70
0—05
0—05
0—09
0—14
0—12
0—11
0—90
1—05
0—30
1—05
0—21
0—02
5—40
0—27
0—90
0—12
1—25
1—25
4—30
0—07
1—10
3—80
0—02
2—55
* i
4 3 .
<и * 3
Ч stO
о О о
ЕГ в о.
8
3
3
4
4
1
8
8
1
1
1
4
16
16
16
16
16
4
32
16
16
16
16
16
8
2
2
2
1
2
1
1
1
1
1
1
1
4
1
1
16
1
X
К?2 —
я ч s s
Я О К Е?
ss.il
&o ? et fc
0,02
0,01
0,08
0,4
0,4
0,1
0,03
0,03
0,03
0,01
0,01
0,01
0,1
0,1
0,03
0,17
0,13
0,05
0,45
0,45
0,17
0,17
0,13
0,11
0,05
0,1
0,1
0,05
0,2
0,38
0,06
0,06
0,06
0,06
0,06
0,06
0,06
0,4
0,1
0,1
0,1
0,06
CO
н
к
о
2
s
—
м
С
м
С
с
—
—
—
—
—
—
с
с
—
м
с
м
с
м
с
м
с
м
с
м
с
м
с
м
с
с
с
с
с
с
м
с
—
—
—
—
—
—
м
с
с
с
с
в
S
о
X
? 3
я 3
Он
Си ч
—
—
4
4
4
4
1
16
16
—
4
16
4
16
32
32
16
16
4
16
4
16
4
8
4
8
4
2
2
1
1
2
2
4
4
0,5
0,5
8
62

Продолжение
Наименование детали
Номер чертежа детали
О н К
О tCtsJ
*S о.
*!
оз S
н о
<и *
«ян
я°^
*У я о
к«2^
сз Ч Я Я
Ч" Ян
о 5 о 5
SSSS§
о «So a
0) н
я Д
н „
ПОКУПНЫЕ
Роликоподшипник №3611
(ГОСТ5721—57)
Кольцо поршневое компрессионное
Кольцо поршневое маслосъемное
Поршень
Палец поршневой
ДЕТАЛИ И КОМПЛЕКТУЮЩИЕ ИЗДЕЛИЯ
400-1004030р
400-1004035р
400-1004015
401-1004020
16
8
0,02
0,15
0,15
0,03
0,1
С
С
16
Примечания. 1. Деталь 7 заказывается для компрессоров, выпущенных до 1968 г., детали 16, 17 — для
компрессоров, выпущенных до 1971 г.
2. Детали 18—25 изготовляются централизованно заводом «Венибе».
3. Покупные детали и комплектующие изделия изготовляются заводами привлеченных министерств и
ведомств и Мелитопольским заводом холодильного машиностроения не поставляются.
РЕФЕРАТЫ
621.515.4
Освоение холодильных винтовых компрессоров.
БЫКОВ А. В., КАЛНИНЬ И. М., КАНЫШЕВ Г. А.,
ШНЕПП В. Б., ШВАРЦ А. И., ВЕРНЫЙ А. Л.
«Холодильная техника», 1974, № 2.
Приведены области применения винтовых холодильных
компрессоров, указаны преимущества и недостатки этих
компрессоров по сравнению с поршневыми и
центробежными. Описаны конструкции и результаты испытаний
судового холодильного винтового компрессорного агрегата
5ВХ-350/5ФС. Намечены дальнейшие перспективы
освоения ряда винтовых холодильных компрессоров.
Иллюстраций 6.
621.572.001.4
Испытание фреоновой холодильной машины
ХМ-22ФУУ400/1. ГАЛЕЖА В. Б.,
ШАПОШНИКОВ Ю. А., ШУМЕЛИШСКИЙ М. Г. «Холодильная
техника», 1974, № 2.
Описаны результаты испытаний фреоновой холодильной
машины ХМ-22ФУУ400/1. Приведены данные по холо-
допроизводительности и энергетическим показателям,
конечной разности температур, перегреву паров фреона в
испарителе. Список литературы — 3 названия.
Иллюстраций 5.
657.041.001.4
Результаты длительных ресурсных испытаний компрессора
ФУУ80. БЕЖАНИШВИЛШ^ Э. М.,
РОМАНОВСКИЙ Н. В., КАШКИН М. П., АКИМОВ В. И.
«Холодильная техника», 1974, № 2.
Рассмотрены показатели безотказности и долговечности,
скорости изнашивания и ресурсы основных деталей, а
также структура ремонтного цикла, установленные в
результате испытаний компрессора ФУУ80. Сделан
вывод, что изменение удельных давлении в сопряжениях^
(в пределах осуществленных режимов испытаний)
практически не влияет на темп изнашивания трущихся деталей.
Таблиц 3. Список литературы — 5 названий.
Иллюстраций 4.
678.4:621.57.041
Резины для фреоновых и аммиачных компрессоров. КО-
ЛЯДИНА Н." Г., КОВАЧЕВА 3. А., ИОССЕЛЬ Г. Ф.,
СМИРНОВА В. Г., ФЕРШТЕР Г. Т. «Холодильная
техника», 1974, № 2.
Систематизирован экспериментальный материал,
являющийся обоснованием правильности выбора резин и
характеризующий их длительную стойкость в различных-
средах. Таблиц 2. Список литературы — 6 названий.
Иллюстраций 3.
621.565.83
Пятикаскадный термоэлектрический микрохолодильник.
АЛЕКСЕЕВ А. М., МЕЛИК-ДАВТЯН Р. Л., ПА-
НАРИН А. Ф. «Холодильная техника», 1974, №2.
Описана конструкция пятикаскадного
термоэлектрического микрохолодильника для охлаждения элементов
радиосхемы (тепловыделения 0,08—0,18 Вт),
позволяющего получить температуру в пределах 166,8—170,5 К.
При сборке каскадов применены серийно выпускаемые
термоэлектрические материалы на основе Bi, Те, Se и Sb.
В качестве отрицательной ветви термоэлемента верхнего
каскада использован монокристалл висмут — сурьма
G% Sb). Приведены результаты испытания
термоэлектрического микрохолодильника. Таблиц 2. Список
литературы — 4 названия. Иллюстраций 3.
621.57.002.5:534.83
Исследование шумовых характеристик торгового
холодильного оборудования со встроенными агрегатами.
ТИХОМИРОВ В. А. «Холодильная техника», 1974, № 2.
Определены шумовые и вибрационные характеристики
торговых холодильных шкафов^ШХ-0,4М, стола СХЕ-100^
63

и витрины ВХ-0,5. Установлено, что причинами
образования в них сверхнормативного шума являются повышенный
шум обслуживающих их агрегатов и плохое качество
виброизоляции агрегатов. Таблиц 3. Список
литературы — 5 названий. Иллюстраций 4.
536.24:621.57.044.001.4
Промышленные испытания аммиачного пластинчатого
конденсатора. ИВАНОВ О. П., МАМЧЕНКО ВО.,
ШИРЯЕВ Ю. Н., ЕГОРОВ Ю. Ф., ЯКОВЛЕВ Ю. А.,
БОЧКАРЕВ А. А., ЗУЕВ И. И., КЛИМ И. Е.
«Холодильная техника», 1974, № 2.
Промышленные испытания экспериментального сварного
аммиачного пластинчатого конденсатора КПС V-0,8
поверхностью 50 м2 с гофрами «в елку» в течение 1600 ч и
сравнение его с аммиачным кожухотрубным
конденсатором 90 КТГ по теплотехническим характеристикам
показали высокую эффективность пластинчатого
конденсатора. Оптимальные параметры экспериментального
конденсатора: плотность теплового потока 10 000 Вт/м2,
полная тепловая нагрузка 500 000 Вт, скорость воды в
аппарате 0,6 м/с. Конденсатор КПС V-0,8 поверхностью
50 м2 позволяет отводить такую же тепловую нагрузку,
как и кожухотрубный конденсатор поверхностью 1004м2.
Результаты испытаний представлены в виде графика
k=f (wB). Таблиц 1. Список литературы — 9 названий.
Иллюстраций 3.
536.24
О справедливости аналогии между тепло- и массообме-
ном и соотношения Льюиса для кондиционеров и градирен.
БЕРМАН Л. Д. — «Холодильная техника», 1974, № 2.
Показано, что приближенная аналогия между тепло-
и массобменом, а также вытекающее из нее соотношение
Льюиса, как правило, справедливы для условий
кондиционеров и градирен. Список литературы — 21 название.
Иллюстраций 3.
621.565.001.4
Испытания камер холодильников с панельной системой
охлаждения. ЧУКЛИН С. Г. «Холодильная техника»,
1974, № 2.
j Приведены результаты испытаний холодильников с па-
* нельной системой охлаждения, которая рекомендуется
для вновь строящихся и реконструируемых одноэтажных
холодильников и верхних этажей многоэтажных
холодильников. Иллюстраций 5. */
621.565.912
К расчету производительности морозильной установки.
ИОНОВ А. Г., БИНДЕР Г. Я., ЭРЛИХМАН В. Н.
«Холодильная техника», 1974, № 2.
Приведена методика определения максимальной
производительности и соответствующей ей оптимальной толщины
слоя замораживаемого продукта в зависимости от
параметров установки, теплофизических свойств продукта,
условий замораживания и продолжительности непрерывной
работы. Методика может быть применена при
конструировании и эксплуатации морозильных установок
пульсирующего типа. Таблиц 2. Список литературы — 5
названий. Иллюстраций 3.
621.565-52
Опыт эксплуатации щитов блочного типа для
автоматизации холодильных установок. ГЕЛЛЕР С. Л., ЗАВЕ-
ЛИОН Г. Е., ШАПИРЕНКО А.П. «Холодильная
техника», 1974, № 2.
Приведены технические данные и основные достоинства
новых щитов, описана область их применения, обобщен
опыт наладки и эксплуатации, указаны изменения,
внесенные в процессе доработки технической документации.
Иллюстраций 2.
621.57.044.001.4
Конденсатор с петельно-проволочным оребрением.
ПРОСКУРИН А. Ф., АНИСИН Л. В. «Холодильная
техника», 1974, № 2.
Приведены результаты испытаний экспериментального
конденсатора с медными трубами, имеющими петельно-
проволочное оребрение, в составе автономного
кондиционера КС-25, работавшего в режиме кондиционирования
воздуха на фреоне-12. Иллюстраций 1.
На первой странице обложки: Винтовой холодильный компрессорный агрегат 5ВХ-350/5ФС
РЕДАКЦИОННАЯ КОЛЛЕГИЯ: доктор техн. наук В. Ф. Лебедев (главный редактор), Д. Г. Рютов (зам главного редактора
Л. Д. Акимова (зам. главного редактора), Н. Д. Абрамов, Е. М. Агарев, А. В. Быков, П. В. Васильев, И. М. Гиндлин, доктор
техн. наук, проф. А. А. Гоголин, И. М. Калнинь, А. В. Кан, доктор техн. наук, проф. Э. И. Каухгешвили, Н. П. Коновалов,
М. Н. Мертешов, М. М. Позин, А. Н. Сергиенко, доктор техн. наук, проф. Г. Б. Чижов, М. М. Шаповаленко, доктор техн.
наук. проф. А. П. Шеффер, доктор техн. наук В. Б. Якобсон
Адрес редакции: 125422, Москва, А-422, ул. Костикова, 12 Телефон 216-00-04 доб. 49
Технический редактор Н. Н. Зиновьева
Издательство «Пищевая промышленность»
Т-03050. Сдано в набор 12/1 1974 г. Подписано в печать 7/11 1974 г. Формат 84X108Vie. Объем 4 печ. л. Усл.-печ. л. 6,72.
Уч.-изд. л. 7,71. Тираж 16 930 экз. Заказ 2704. Цена 50 коп.
Чеховский полиграфический комбинат Союзполиграфпрома при Государственном комитете Совета Министров СССР по делам
издательств, полиграфии и книжной торговли, г. Чехов Московской области